摘要：制动噪声包括groan蠕动噪声、moan哞哞声、squeal制动啸叫以及高频尖叫等，严重影响驾驶体验。分析了盘式制动器的制动moan哞哞声的发生机理，为降低或完全抑制制动moan噪声的发生，提出了一种解决制动moan噪声的方法。以某乘用车进行了实车工作振型(operational Deflection Shapes ODS)测试，得到制动器零部件各振型以及噪声发生频率，通过实测找出振型与噪声发生频率匹配的零部件，并结合CAE进行理论优化分析，认为应改变系统固有频率，并通过优化转向节两转向孔支耳刚度以及转向节带支架总成的一阶扭转模态频率解决制动moan噪声。最后制作了实物样件并进行了实车验证，结果moan噪声被完全抑制，证明了所提方法的有效性。

　　关键词：制动器；噪声；转向节；支架；工作振型

　　Analysis and Optimization of Passenger Car Braking Moan Noise

　　Chen Rongzhong，Zhang Hailu，Huang Liang，Zheng Dejin，Zeng Yong，You Jinliang

　　(CSG TRW Chassis Systems Co.,Ltd.,Chongqing 402760,China)

　　Abstract:Braking noise mainly includes:groan,moan,moring squeal and high squeal,etc.,which have a serious impact on the driving feeling of end customers.Therefore,timely research on the occurrence mechanism of braking noise and finding an effective method to reduce or solve braking noise can not only eliminate customer complaints in time,but also help save product development costs.The purpose of this paper is to study the generation mechanism of the braking moan noise of disc brakes,reduce or completely suppress the braking moan noise,and propose a method to solve the braking moan noise.Taking the actual noise generated by a passenger car as the background,the actual vehicle ODS test is carried out to obtain the vibration modes and noise occurrence frequencies of the brake components.Through the measured vibration modes,the participation coefficient analysis of each component in the noise occurrence frequency mode is found to find the main Participate in the mode shape of parts and carry out theoretical optimization analysis in combination with CAE.Finally,by optimizing the stiffness of the two steering holes of the steering knuckle and the first-order torsional modal frequency of the steering knuckle bracket assembly,and making physical prototypes Real vehicle verification,the verification results show that the real vehicle moan noise no longer occurs,the results show that the method theory can effectively solve the braking moan noise.

　　Key words:brake;noise;knuckle;carrier;operational deflection shapes

　　0引言

　　制动器是汽车上重要的安全部件之一。常用的制动器分为盘式制动器和鼓式制动器，盘式制动器(也叫碟刹)因其制动效能稳定、散热好，被广泛使用于乘用车制动系统。随着汽车技术的不断进步和发展，客户不仅仅重视汽车的制动性能，也越来越关注汽车的制动舒适性，对制动噪声要求也越来越高。汽车制动噪声是指汽车在制动或者拖磨状态下产生由于制动模块本身零部件或者周边零部件振动通过空气介子传播产生的声音[1]。根据制动噪声频率大小，制动噪声可分为低频和高频噪声。低频制动噪声可分为低频抖动、颤振、低鸣等，其频率范围通常在1 000 Hz以下。高频噪声长也常叫制动啸叫或制动尖叫，其频率范围在1 kHz~16 kHz[2]。国内外研究学者主要从以下几个方面对制动尖叫进行了研究：摩擦材料和制动盘直接接触的零部件其对制动噪声的影响较大，通过改变摩擦材料的化学成分以及新型材料来改变制动尖叫噪声倾向[3]；通过对制动块形状如倒角开槽来解决制动尖叫[4-5]；通过在制动块背板处粘贴阻尼片来抑制解决尖叫[6-7]。

　　低频噪声主要表现为制动颤振。Bettella等[8]针对制动颤振噪声开展了台架和实车试验，结果表明制动颤振噪声的主要表现是结构声，通过相干函数分析表明，室内噪声主要源于前制动钳的振动。文献[9-15]主要对低频颤振的理论激励源进行了研究。然而实际汽车上的噪声分析及解决仍缺少相关研究。本文以某轿车实际噪声出发分别从实车工作振型(Operational Deflection ShapesODS)测试、理论分析、优化后实车验证来论证解决moan噪声。

　　1盘式制动器的构成及工作原理

　　如图1所示，盘式制动器由制动盘、制动钳总成(内外摩擦块、活塞、密封圈、钳体、支架等)、转向节、轮毂轴承、防尘罩组成；其中卡钳总成通过支架螺栓与转向节联接。

　　汽车在制动过程中，驾驶员与车辆形成一个闭环反馈系统[16]，驾驶员通过制动踏板将踏板力和踏板位移传递给制动系统，制动系统通过制动减速度通过真空助力泵反馈至整个制动系统，进而将制动液压传递给制动卡钳，制动液压推动制动活塞，克服活塞与钳体、活塞与矩形密封圈的滑动阻力，将活塞压在内制动块上，将内制动块压在制动盘上；此时，钳体在液压力推动下反向运动，钳体爪部拉动外摩擦块压在制动盘上，摩擦块与旋转的制动盘产生摩擦力，轮胎与地面产生制动力，使汽车制动[17]。

　　2制动噪声的分类及moan噪声的产生

　　2.1制动噪声的分类

　　制动噪声按频率分主要分为低频和高频两阶段，低频段为1 kHz以下，高频段则为1~16 kHz。类型分为groan蠕动噪声、moan哞哞声、Squeal制动啸叫、clock敲击声等。制动噪声频率分布如图2所示，其主要发生工况大致如表1。

　　2.2 moan噪声的产生原因

　　制动时液压对活塞施加液压力时，内摩擦片被迫紧靠制动盘。钳体是浮动的，可沿车轮轴线的方向来回滑动，且运动方向与活塞相反。钳体收到液压反力，爪部将外摩擦块压在制动盘上，将其夹在摩擦片之间。在制动盘的摩擦力作用下，内摩擦块端部抵在支架滑动槽端面上。从而摩擦块与制动盘产生摩擦力，产生制动力矩。制动过程中，汽车的动能大部分通过摩擦片与制动盘的摩擦转化为热能消耗掉，还有一部分动能馈入到制动系统，导致制动系统振动或产生噪声。制动盘与摩擦块的摩擦力是制动器噪声的激励源，该摩擦力会导致摩擦片、制动盘的自激振动及尖叫，也会激励支架或卡钳振动，当该摩擦力的激励频率接近支架(转向节)或卡钳的某个模态频率时，支架和转向节的振动幅度会达到最大，从而产生较大的moan噪声。moan噪声是系统的自激受迫振动。

　　3某乘用车制动moan噪声的ODS测试与分析

　　以路试噪声工况为moan噪声的某款乘用车为例开展分析。为找到此moan噪声产生的根本原因，识别是零部件参与的振型贡献大还是某一阶模态振型被激发，进行了ODS测试。

　　ODS的测试原理是在制动器零件上安装多个振动传感器，记录制动产生制动噪声时，零件各点的振型，如幅度、相位、频率等，通过LMS设备进行建模，判断零件相应的振动模态。如图3所示为传感器的安装布置。分别将传感器安装在卡钳、之间、转向节等各主要结构位置点上。具体位置请参考图3。图4所示为基于LMS设备的ODS建模整车参考坐标系。图5所示为卡钳、支架基于测试的建模振型图及位置点说明。图6所示为卡钳、支架基于测试的建模振型图。

　　通过ODS建模、测试分析，转向节两个安装支架(俗称支耳)的振幅最大，基本判断为系统的主要振动，两支耳左右方向成扭转运动，垂直制动盘面方向，做扭转振动，可以初步判断该噪声模态振型为转向节带支架的一阶扭转模态。可以判断该制动moan噪声是由制动盘与摩擦块的摩擦力产生的，由于摩擦块支耳端部与支架槽部面不是完全垂直，该摩擦力在支架槽端面产生切向力和轴向力激励，当该轴向力激励频率靠近转向节带支架的一阶扭转模态频率，就会激发了转向节带支架一阶扭转模态的共振，激励出制动器的moan噪声。

　　4理论建模及CAE分析

　　4.1理论建模

　　如图7所示为转向节带支架的振动噪声模型，运用牛顿第二定律建立运动微分方程。

　　式中：m为系统的质量，系统包含支架、转向节、支架螺栓，下同；c为系统的阻尼；k为系统刚度；为x位移的二阶导数，即加速度a；ẋ为x位移的导数，即速度。

　　由式(1)可以得到此振动方程的通解为：

　　其振动频率为：

　　式中：常数A和C、振幅B、初相位角ϕ由系统初位移、初速度及系统本身参数确定。

　　图8所示为振动响应图。其中：(1)负欠阻尼ζ<0，此时系统运动为发散振动，振幅不断增大；(2)过阻尼ζ>1，此时运动在初始扰动后，无震荡，以指数规律衰减趋于平衡位置；(3)无阻尼ζ=1，此时运动处于静止或周而复始的震荡中。

　　moan噪声属于强迫振动，如图9所示。在摩擦块和制动盘的摩擦力作用下，该摩擦力为宽频激励力F，在支架槽端面分解为切向力和轴向力激励，当该轴向力激励频率靠近转向节带支架的一阶扭转模态频率，就会激发了转向节带支架一阶扭转模态的共振，激励出制动器的moan噪声。

　　由式(4)可以看出，完整的谐波振动响应包括3个部分。第1部分为系统初始扰动导致的自由振动响应，是欠阻尼特征的系统响应表达，随时间增加而衰减到0。第2部分是系统伴随自由振动，由初始条件和激励引入而导致系统本征振动，其振动频率为系统的阻尼固有频率ωn。由于其负幂指数作为乘子存在，此部分也随时间增加衰减到0。第3部分的振动不随时间增加而衰减，它始终存在，和激励谐波力频率相同，此部分振动为稳态响应，忽略第1部分、第2部分，式(4)可写为

　　4.2 CAE建模分析

　　将转向节带支架进行模态分析，几何模型如图11所示。

　　转向节带支架的一阶扭转自由模态频率为560.96 Hz。

　　moan噪声发生频率为500 Hz，，频率比λ=0.891接近1，容易导致放大比β最大化，出现共振。因此，为了解决该moan噪声，需要将激励力频率ω和ωn，考虑到激励力来源与摩擦力，其激励力频率很难调整，因此从改变系统固有频率着手；通过增加转向节支耳轴向刚度，提高系统一阶扭转模态固有频率，减小转向节扭转变形，让频率比λ更小；避开共振。转向节带支架优化前后的一阶扭转模态振型如图12~13所示，优化前后对比如表2所示。

　　从表2优化前后的转向节支耳刚度得出优化后的支耳刚度略比优化前提高了2倍，转向节带支架总成的扭转模态频率值提高了13%，频率比从0.891 5降低到0.78。优化后不管从频率值和频率比值相比优化前均有较大提高。

　　据此根据以上分析，按优化后的转向节数模进行修模样件制作并装车进行实车验证，验证结果并未出现moan噪声。moan噪声得到了有效解决。

　　5结束语

　　(1)从理论及工作原理两方面分析了moan噪声产生的根本原因，认为moan噪声属于强迫振动；为200~800 Hz的低频噪声，由摩擦块与制动盘的摩擦力的周期性激励。摩擦块支耳端部给支架槽部端周期性的激励力，当该周期性激励力的频率接近转向节带支架的一阶扭转模态频率，产生共振进而产生噪声。

　　(2)由于moan噪声无法进行台架噪声模拟复现，运用并提出了通过试车对制动器安装传感器进行ODS测试并运用LMS建模对比判断找出噪声下零部件的主要振型，识别零部件模态，并与CAE对比优化零部件结构避开摩擦力激励频率，降低振动幅值，消除或弱化噪声。结果表明本方法和理论对解决moan噪声有效。

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