汽車制動噪聲的研究_圖文

1、第 29卷 第 4期 摩 擦 學(xué) 學(xué) 報 Vol . 29 No . 4 2009年 7月 Tribol ogy July, 2009汽 車 制 動 噪 聲 的 研 究劉伯威 1, 2, 楊 陽 1, 熊 翔 1(1. 中南大學(xué) 粉末冶金國家重點實驗室 , 長沙 410083; 2. , 410205摘 要 :近年來 , 隨著人們環(huán)保意識的增強 , .特點 , . 最 后 , 指出目前制動噪聲研究工作的不足 , .關(guān)鍵詞 :汽車 ; 制動噪聲 ; 尖叫 ;中圖分類號 :U465:A 文章編號 :1004-0595(2009 04-0385-08 自 20, , 兩低 ” (低能耗 、 低公害

2、、 “ 三化 ” (車身輕量化 、 控制電子化 、 動力多樣化 和“ 四性 ” (行駛安全性 、 耐久性 、 乘坐舒適性 、 操作方便性 的 方向發(fā)展 1-2. 人們在注重整車性能“ 硬 ” 指標(biāo)的同 時 , 越來越傾向于汽車的人性化設(shè)計 , 不斷提高車輛 的乘坐舒適性等“ 軟 ” 性能指標(biāo) 3-4. 汽車的各項性 能中 , NVH (噪聲 、 振動 、 聲振粗糙度 特性是衡量汽 車質(zhì)量 “ 軟 ” 性能指標(biāo)的一個重要因素 , 而制動噪聲 又是其中一項非常重要的考核指標(biāo) . 汽車制動時的 尖叫聲既產(chǎn)生噪聲污染 , 又嚴(yán)重影響乘員的乘坐舒 適性 , 損害人們的身體健康 . 因此 , 降低汽車制動

3、噪 聲 , 改善乘坐舒適性以及凈化城市環(huán)境是汽車工程 技術(shù)人員面臨的一項重要任務(wù) . 在環(huán)保意識日益增 強的 21世紀(jì) , 開發(fā)與研制新一代高性能“ 綠色 ” 剎 車片成為摩擦材料生產(chǎn)企業(yè)以及汽車制造商急需解 決的難題 5-7.1 制動噪聲的產(chǎn)生和特點汽車制動引起的噪聲是一個很復(fù)雜的自然現(xiàn) 象 , 主要是由于制動器工作中發(fā)生振動造成的 . 制動 噪聲的產(chǎn)生及噪聲聲壓級的大小與很多因素有關(guān) , 不僅與經(jīng)典的摩擦振動理論聯(lián)系緊密 , 還受到自身 結(jié)構(gòu)和復(fù)雜工況的強烈影響 8-9, 如整個制動系統(tǒng) 的剛度 、 制動速度 、 制動壓力 、 對偶件的材質(zhì)以及環(huán) 境條件 (溫度 、 濕度 、 潤滑條件 1

4、0-11等 , 有時這些 因素的一個或多個發(fā)生變化 , 都會嚴(yán)重影響到制動 噪聲出現(xiàn)的狀態(tài)及噪聲聲壓級的大小 . 由于其影響 因素的復(fù)雜性 , 盡管學(xué)術(shù)界研究摩擦噪聲已有相當(dāng) 長的歷史 , 但仍有許多問題沒有解決 . 迄今為止 , 這 個課題已吸引了包括摩擦學(xué) 、 振動力學(xué) 、 材料學(xué)和計 算機模擬科學(xué)等諸多學(xué)者的興趣 , 并發(fā)表了許多研 究成果 .制動噪聲的頻率范圍非常寬 , 從幾十赫茲到上 萬赫茲不等 . 一般根據(jù)振動頻率的頻段可分為低頻 振動 噪 聲 (低 于 1000Hz 和 中 高 頻 振 動 噪 聲 (100010000Hz 以 上 . 文 獻(xiàn) 中 經(jīng) 常 提 到 的 Moan 、

5、 Hu m 、 Judder 、 Gr oan 、 Roughness 基本上可歸入 低頻振動噪聲的范圍 , Squeal 則可劃為中高頻振動 噪聲范圍 . 而 Squeal 又可分為低頻尖叫 (13kHz 和高頻尖叫 (515kHz , 高頻尖叫最高時可達(dá)到 120d B 左右 , 是人耳難以忍受的一種尖叫聲 , 對人 們的身心能夠產(chǎn)生極大的危害 , 同時也是城市噪聲 的主要污染源之一 12.2 國內(nèi)外汽車制動噪聲的研究現(xiàn)狀早期的制動噪聲研究關(guān)注當(dāng)時廣泛使用的鼓式 制動器 , 現(xiàn)在盤式制動器由于其廣泛的應(yīng)用已成為 研究重點 . 對制動噪聲的研究 20世紀(jì) 30年代就有 相關(guān)報道 13, 并已

6、積累了不少解決特定問題的工程收稿日期 :2008-11-27; 修回日期 :2009-04-07; 聯(lián)系人 :劉伯威 , e -mail:csuyy00804126. com 基金項目 :國家重點工業(yè)試驗項目資助 (計高技 19981817 .作者簡介 :劉伯威 (1966- , 副教授 , 從事高性能汽車制動材料的制備及性能研究 .實用方法和分析問題的各種力學(xué)模型 . 但迄今為止 ,對該問題的研究從發(fā)生機理到分析方法均未取得一 致結(jié)論 . 一方面因為制動器本身就是涉及諸多設(shè)計 參數(shù)的復(fù)雜動力學(xué)系統(tǒng) , 噪聲的產(chǎn)生又與制動工況 和使用環(huán)境密切相關(guān) ; 另一方面則是汽車工業(yè)的激 烈競爭限制了研究

7、工作的公開發(fā)表和交流 . 2. 1 制動噪聲實驗研究概況實驗在制動噪聲的研究中有著不可替代的作 用 , 大多數(shù)研究制動噪聲的方法都是實驗法 . 理論研 究主要回答了制動噪聲的激勵源問題 , 但由于理論 研究總是在一些假設(shè)的前提下進(jìn)行推導(dǎo)的 , 際情況 . 同時摩擦系統(tǒng)參數(shù)識別困難 , 大多只能定性的說明問題 . 另外 , , . 很顯然 , , 必須在 因此進(jìn)行摩擦噪聲的實驗研 究必不可少 .汽車制動噪聲實驗在國外研究較早 , 早在 20世 紀(jì) 50年代 , 英國學(xué)者 Fosberry 和 Holubecki 就對盤 式制動系統(tǒng)的噪聲進(jìn)行了實驗研究 , 發(fā)現(xiàn)大多數(shù)制 動噪聲的產(chǎn)生和摩擦系數(shù)的減

8、少有關(guān) , 而制動片的 摩擦特性和制動噪聲沒有必然聯(lián)系 , 并總結(jié)出了如圖 1所示的模型 14-15. 隨后 , Spurr 設(shè)計了一種實驗裝置 (如圖 2所示 16, 讓制動片和剎車盤以帶的形 式 接 觸 并 做 往 復(fù) 滑 動 , 且 接 觸 帶 寬 度 少 于 3. 175mm , 發(fā)現(xiàn)摩擦噪聲只發(fā)生在接觸帶接近制動 片前緣的時候 , 而當(dāng)接觸帶移到制動片的后緣時 , 摩 擦噪聲有明顯改善 .Fig . 1 Sketch map of Fosberry and Holubecki s model圖 1 Fosberry 和 Holubecki 的模型示意圖以前由于技術(shù)手段的限制 , 實驗

9、中噪聲只能憑 人耳去感受 , 這樣測量誤差極大 , 且只能定性的說明 一些問題 . 現(xiàn)在隨著科技的進(jìn)步 , 大量先進(jìn)的聲音采 集儀器相繼出現(xiàn) , 國外就有專門針對汽車噪聲的 NVH 慣性臺架試驗機 . 但由于其儀器精密度較高且對環(huán)境要求苛刻 , 所以售價昂貴 (通常幾百萬人民 幣 . 國內(nèi)大多數(shù)學(xué)校及科研單位都采用銷 -盤 (p in -on -disc 型試驗裝置 , 或在定速試驗機或臺 架試驗機上添加聲級計及一些輔助設(shè)備 (如圖 3 加 以改裝 . 銷 -盤型摩擦噪聲試驗裝置的實驗原理及 測量原理見圖 4, 摩擦噪聲由拾音器測取 , 通過頻譜 17.683摩 擦 學(xué) 學(xué) 報 第 29卷 雖

10、然影響制動噪聲的因素比較復(fù)雜 , 但是通過 多年實驗驗證以及經(jīng)驗積累 , 前人總結(jié)出制動噪聲 的發(fā)生大致有如下規(guī)律 18-20:(1 車輛在低速制動和臨近停車時 , 容易發(fā)生 制動尖叫 .(2 摩擦系數(shù)基本相同的摩擦材料在產(chǎn)生尖叫 傾向上具有隨機性 , 同一摩擦材料安裝于某一制動 器可能有尖叫傾向 , 而安裝于另一制動器卻極可能 沒有噪聲 .(3 隨著摩擦系數(shù)的增大 , 制動尖叫的傾向增 大 , 且尖叫頻率隨著制動壓力的升高而略有增加 . (4易產(chǎn)生尖叫 .(5 (, 但并不是總能達(dá) .(6 產(chǎn)生制動尖叫的振動在摩擦滑動方向和法 向總是耦合的 .從上述分析可以看出 , 通過摩擦噪聲實驗 , 可

11、以 得到很多有用的規(guī)律 , 并可驗證現(xiàn)有的制動噪聲理 論 . 但其局限性也非常明顯 , 如有些系統(tǒng)參數(shù)不容易 改變 , 同時往往試驗條件不同 , 產(chǎn)生的結(jié)果也不一 樣 , 這對理論分析產(chǎn)生極大地困難 . 另外 , 通過大量 試驗總結(jié)出來的規(guī)律只是經(jīng)驗性的總結(jié) , 并不能對 一些突發(fā)情況提出更改措施及對一些試驗結(jié)果做出 預(yù)測 .2. 2 制動噪聲機理研究概況前面已提及單純實驗研究的一些不足 , 很多 科研工作者在實驗的基礎(chǔ)上 , 運用現(xiàn)代化的檢測 手段對制動噪聲的機理進(jìn)行分析 , 并提出了各種 各樣的噪聲機理 . 查閱以前的文獻(xiàn) 21-23, 早期對 制動噪聲的研究都是先找出制動噪聲機理 , 再

12、建 立相應(yīng)的動力學(xué)模型 , 以減少振動振幅為目的 . 因此研究制動噪聲的工作大部分都轉(zhuǎn)化為對摩 擦振動的研究 . 而從現(xiàn)有的文獻(xiàn) 24-28來看 , 制動 噪聲的研究中對黏著 -滑動振動及材料摩擦特 性的研究占了較大的比重 , 而且計算機模擬技術(shù) 也越來越多的應(yīng)用于噪聲機理的分析 . 其模型經(jīng) 歷了從單自由度自激振動模型到兩自由度自激 振動模型 , 直至現(xiàn)在的多自由度自激振動模型 . 到目前為止共形成了七八種不同的理論 , 被大多 數(shù)接受的理論主要有 4種 , 分別為 :摩擦力 -相 對速度關(guān)系 的負(fù)斜 率理 論 、 Sp rag -Sli p 理論 、 模 態(tài)耦合理論和摩擦學(xué)理論 , 下面分

13、別予以論述 . 2. 2. 1 摩擦力 -相對速度關(guān)系的負(fù)斜率理論 最早提出的摩擦噪聲激發(fā)機理是黏著 -滑動機 理 , 早在 20世紀(jì) 30年代 , M ills 29通過對不同的鼓 式制動器進(jìn)行研究 , 發(fā)現(xiàn)制動尖叫產(chǎn)生的一個必要 條件就是 d k/dv s 小于 0, 并最終導(dǎo)致了摩擦力 -相 對速度關(guān)系的負(fù)斜率理論的提出 . 由于摩擦力 -相(如圖 5 與黏著 -, 所以 , :摩擦 力 .Fig . 5 A single degree -of -freedom modelof fricti on vibrati on圖 5 摩擦振動的單自由度模型對上面簡化的模型建立剛性摩擦材料的運動微

14、 分方程為 :m ¨x +cx +kx =F k (v -x (1 其中 m 為剛性摩擦片質(zhì)量 , c 為結(jié)構(gòu)阻尼 , k為彈簧剛度 , Fk為摩擦力 .由于制動時振動一般為微幅振動 , 對公式 (1 用泰勒級數(shù)按 x 的冪次展開 , 并去掉 x 二次以上各 項 , 可將公式 (1 改寫為 :m ¨x +cx +F k (v 0x +kx =0(2 假定摩擦力曲線在某一區(qū)域內(nèi)具有負(fù)斜率 , 設(shè)其絕對值為 a1, 則公式 (2 可改寫為 :m ¨x +(c -a 1x +kx =0(3 求解可得 :x =A ea -c2m (cos t +c -a2mwsin t

15、(4圓頻率 =m-(c -a 1 24m 2(5 從公式 (4 可以看出 , 理論公式的解表示的是一個往復(fù)振動 , 當(dāng) a1大于 c 時 , 表示系統(tǒng)的振動將 無限增大 , 此即摩擦力 -相對滑動速度關(guān)系的負(fù)斜率引起摩擦振動的理論解釋 . 當(dāng) a1小于 c 時 , 則表 示系統(tǒng)的的振動將逐漸減少 , 直至消失 . 同時 , 如果 783第 4期 劉伯威 , 等 :汽車制動噪聲的研究摩擦力 -相對滑動速度曲線的斜率為正值 , 則不可能發(fā)生自激振動 .摩擦力 -相對速度關(guān)系的負(fù)斜率理論較好地解 釋了制動噪聲發(fā)生的機理 , 且能夠解釋很多實驗現(xiàn) 象 . 在過去的研究中該理論占很大的比重 , 現(xiàn)在對其

16、 研究的人很少 , 最近關(guān)于這方面的研究報導(dǎo)見于Erikss on 和 Jacobs on 30的文章 . 而且該理論也正受 到越來越多的人的質(zhì)疑 , 因為有的時候制動噪聲也 發(fā)生在摩擦力 -相對滑動速度關(guān)系為正的區(qū)域 , 這直接與該理論矛盾 . 而 M illner 31-32亦證明了對于 鼓式和盤式制動器 , 即使摩擦系數(shù) 為常數(shù) , 聲仍可發(fā)生 . 實際上 , Lang 和 S males 33理只在解釋振動頻率低于 由于其局限性 , . 2. 2. 2 Sp Sp rag -Sli p Spurr 在 1961年提出的8,其基本原理就是摩擦面間由于自鎖作用 (Sp rag 導(dǎo) 致整個摩

17、擦系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不穩(wěn)定 , 從而引起振動和摩擦噪聲 . Spurr 34認(rèn)為 , 即使摩擦系數(shù) 為常數(shù) , 由于外 力的變化導(dǎo)致摩擦力的改變也可以引起制動尖叫 , 噪聲的產(chǎn)生與迅速變化的摩擦力有關(guān) , 因此該理論 可適用于系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定的振動時摩擦系數(shù) 與滑 動速度 v 無關(guān)的情況 . Spurr 的理論可用圖 6所示的 模型說明 .Fig . 6 Model of s p rag -sli p圖 6 自鎖 -滑動機理模型在圖 6所示的模型中 , 所有的連接均為剛性連 接 , 剛性桿裝在可以旋轉(zhuǎn)的 O 點 , O 點固定 , 并受到 一個外加載力 的作用 , 同時平面從右向左運動 , 在 平面和桿的

18、接觸點 (定義為 A 點 就會產(chǎn)生一個摩 擦力 . 根據(jù) O 點的受力情況 , 列出力的平衡方程 :N 1-k tan(6F f =k N (7把公式 (6 代入公式 (7 , 可得 :F f L1-k tan(8 從公式 (8 可以看出 , 當(dāng) 滿足一定的條件時 , 即當(dāng) =cot 時 , 此時摩擦力 F f 將趨向于無窮大 , 相對運 動在理論上變得不可能 , . 當(dāng)然 , 點為剛性連接 , , 當(dāng)其變形到 , 這樣自鎖 , 于是整個 Sp rag -Sli p 的無限循環(huán) . 該模型 由于過于簡單 , 以至于無法直接用于制動噪聲的分 析 , 但從中可以得出一個重要啟示 , 就是制動器的結(jié)

19、 構(gòu)因素在制動尖叫的產(chǎn)生中可能起著重要的作用 .該理論提出后 , 曾引起了很多學(xué)者的關(guān)注 , 并被 一些研究者所接受 35. 也有人把前兩種理論結(jié)合起 來 , 提出摩擦力 -相對滑動速度關(guān)系的負(fù)斜率和自 鎖 -滑動聯(lián)合作用機理 , 這樣就能較全面的解釋一 些現(xiàn)象 . 但由于 Sp rag -Sli p 理論只考慮摩擦力方向 的振動 , 而忽略了垂直于摩擦面方面的振動 , 所以有 很明顯的缺陷 . 2. 2. 3 模態(tài)耦合理論前面兩種研究制動噪聲的理論都認(rèn)為噪聲是制 動系統(tǒng)各組件的單自由度自激振動 , 但根據(jù)實驗的 研究結(jié)果 , 制動噪聲發(fā)生時 , 往往同時有多個結(jié)構(gòu)振 動模式發(fā)生 . 20世紀(jì)

20、 80年代以來 , 研究者們已不再 單純地從簡單的物理模型出發(fā)研究制動噪聲問題 , 人們開始試圖對實際制動器結(jié)構(gòu)建立動力學(xué)模型 , 從理論上進(jìn)行全面的分析 . Kusano 等36在實驗研究中發(fā)現(xiàn)鼓式制動器的蹄和鼓各有一階頻率與發(fā)生尖 叫的頻率相近 , 認(rèn)為這兩階模態(tài)頻率在制動器工作 時發(fā)生變化的幅度不同 , 可導(dǎo)致兩者重合 , 就形成了 噪聲頻率 , 因此解決問題的思路是避免這兩階頻率靠近 . 這種說法雖然沒有揭示噪聲發(fā)生的機理 , 但該文獻(xiàn)卻提出了一種新的研究思路 , 即用模態(tài)分析的 方法來研究制動噪聲 .近年來 , 隨著電子計算機技術(shù)處理數(shù)據(jù)的能力 大幅提升 , 有限元方法日臻成熟 ,

21、計算機輔助分析得 到了更加廣泛的應(yīng)用 , 從單個零件的有限元分析到 對整個制動器進(jìn)行有限元整體建模 (如圖 7 , 最后 形成閉環(huán)耦合模型 . 這種方法大大降低了產(chǎn)品的開 發(fā)成本 , 縮短了開發(fā)周期 . 另外它還具有可重復(fù)性 , 信息量大 , 方便快捷等優(yōu)點 . 福特公司的研究小883摩 擦 學(xué) 學(xué) 報 第 29卷組 37在分析盤式制動器的制動噪聲時 , 利用有限元 模型表征摩擦系數(shù) k 隨速度 v s 、接觸界面溫度 T 以 及壓力 P 的變化 , 同時他們還在制動系統(tǒng)中引入非 線性短暫動力學(xué)分析 , 并結(jié)合實驗結(jié)果 , 通過模擬得 Fig . 7 到了很多有用的結(jié)論 . Baba 等 38

22、設(shè)計了一種所謂的無旋帽形結(jié)構(gòu) (非對稱 , 通過實驗結(jié)果及有限元 模擬發(fā)現(xiàn)一種改良結(jié)構(gòu)非常有用 . 同時 , 他們通過建 立詳細(xì)的 “ 高帽轉(zhuǎn)子 ” 的有限元模型 , 發(fā)現(xiàn)修改“ 帽 ” 部件的尺寸可以抑制轉(zhuǎn)子環(huán)面部分某些類型噪聲的 發(fā)生 .由模態(tài)藕合機理的理論可以看出 , 模態(tài)耦合機 理發(fā)生的條件對摩擦系統(tǒng)有很嚴(yán)格的要求 , 理論對 整個制動系統(tǒng)進(jìn)行了簡化 , 假設(shè)較多 . 另外 , 由于用 以分析多自由度自激振動模型的有限元方法比前述 單自由度模型復(fù)雜且參數(shù)更多 , 而其分析精度又不 高 , 因此 , 該理論的局限性也比較大 . 但近年來制動 噪聲的研究大多數(shù)集中在制動系統(tǒng)的有限元復(fù)特征

23、值分析上 , 當(dāng)制動系統(tǒng)的任兩個自然頻率趨于一致 時 , 系統(tǒng)就發(fā)生不穩(wěn)定振動 , 產(chǎn)生尖叫噪聲 , 而自然 頻率趨于一致就是模態(tài)耦合 . 因此 , 現(xiàn)在國際上普遍 認(rèn)為模態(tài)耦合最有可能是尖叫噪聲產(chǎn)生的機理 . 2. 2. 4 摩擦學(xué)理論過去研究者很少有從摩擦學(xué)的角度出發(fā)研究制 動噪聲的 , 其實制動噪聲問題不僅與經(jīng)典的摩擦振 動理論有關(guān) , 還與摩擦學(xué)系統(tǒng)相關(guān)理論和知識緊密 相聯(lián) .在制動過程中 , 摩擦副真實接觸面積遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于 名義接觸面積 . 從微觀上看 , 摩擦表面是凹凸不平 的 , 當(dāng)兩個表面在壓力的作用下接觸并發(fā)生相對運 動時 , 摩擦表面的微凸體會受到表面的剪切應(yīng)力而 發(fā)生彈性形變 , 如果剪切應(yīng)力大于微凸體材料的屈 服應(yīng)力 , 微凸體發(fā)生塑性變形 , 從而達(dá)到一個新的彈性變形平衡點 . 這樣微凸體不斷振動直到所有的彈 性勢能以熱量的形式耗散 . 這個過程其實就是能量 的相互轉(zhuǎn)化過程 , 遵循能量守恒定理 .最近 很多文 獻(xiàn)中 提到 的熱點 理論 (Hot Spot Theory , 其實也可以歸屬于摩擦學(xué)理論里面 . 該理 論認(rèn)為制動盤表面在制動過程中產(chǎn)生熱點導(dǎo)致振動 噪聲 . , 造成摩擦 , 其 , 形成“ 熱 點 . 由于制動初期相互 , 摩擦系數(shù)和局部“ 熱點 ” 溫 , 隨著微凸體承載數(shù)