汽车制动噪音的形式原因与制动噪音的防治
- 格式:pdf
- 大小:435.23 KB
- 文档页数:6
汽车制动噪音形成原因及与摩
擦材料相关的制动噪音防治
曹洪 张德林
(杭州杭城摩擦材料有限公司310004)
摘要: 本文介绍了国内外对汽车制动噪音生成原因的研究结果;并就与摩擦材料相关的制动噪
音如何防治提出了见解。
关键词:制动噪音防治 摩擦材料
1 概述
1.1防治汽车制动噪音是刻不容缓的重要
任务
空气、水源及环境污染称三大污染。环境
噪音污染中,城市交通运输噪音已成为重要的
污染源。汽车制动噪音危害驾驶员、乘员健康
和舒适性,对道路上行人和周围居民造成不必
要的不安。从医学角度看,85-90分贝的噪音
即对人产生危害,包括影响人的听力。当今,
市民对交通噪音反映强烈。据报载,北京市在
奥运会召开前的数年中,将投资8亿人民币防
治交通运输噪音。
现阶段,多数机动车采用摩擦式制动器制
动,有可能产生制动噪音,而在以半金属材质
摩擦材料取代石棉树脂摩擦材料进程中,处理
不好带来的副作用—有较显的多发性制动噪音
产生,益发要引起供货商重视。在出口产品的
质量问题中,制动噪音问题已成为瓶颈问题之
一。
1.2以劣质摩擦材料制造制动衬片是制动
尖叫(声音频率1KHZ—5KHZ)噪音主要形成
原因之一,也可能在整段噪音频率范围内成为
生成各种频率噪音的源头,所以防治汽车制动
噪音时应把制动衬片的摩擦材料列为核查点。
在有些实例中摩擦材料的改进对制动噪
音防治有显著效果[1], 图1表示摩擦材料改进
前后对制动噪音(限值60db以上)发生情况的对
比。纵坐标为噪音峰值超过噪音限值以上的制
动(%),横坐标为试验制动次数。
2制动噪音和振颤生成主要原因
2.1 研究结果表明[2]:制动噪音和振颤
生成的主要原因是由于制动过程中摩擦引起的
振动及制动器、支架、悬挂共振所造成。振动
的激励是由于制动器的组件—制动盘、制动衬
块和制动钳各自的固有频率在一个共同的范围
内,产生共振和噪音。若把相关零部件纳入,
可称这是一个系统问题,该系统包括的相关零
部件见表1。
2.2制动噪音的源头来自相关各零部件,所
生成的噪音种类—听觉类别,经归纳如下表1。
表1:各种制动噪音的形成源头 噪音种
类
噪音
成因源头 高频
尖叫
低频
尖叫 动物
叫/啸
/嗷/
哞 吱嘎
声 振颤
声
制动衬块 √ √ √ √ √
制动钳 √ √ √ √ √
制动盘 √ √ √ √ √
支架 √ √ √ √ √
转向节 √ √ √ √
悬挂 √ √ √
轴承 √ √ √
车轮 √
表1中纵向列出了各类噪音成因源头相关的零
部件;横向行间出示了可能生成的各种噪音。该表对于查找各类噪音源头分析具有重要义:
·从横向看,制动盘、钳、衬块、支架都有可
能是形成各类噪音的原因,因此,不能单把噪
音的发生归因于制动衬片;
·从纵向看,若发生振颤噪音,噪音源很可能
还涉及车轮与地面,所以试验零部件相应扩大。
在一些试验标准中,因试件扩大范围不同划分
为几级,如欧洲的“AKⅢ”标准[3]中规定为0,
1,2,3四个级。
2.3制动过程中摩擦材料引起振动的原因
之一是制动过程中制动力矩的变化—“Brake
Torque Variation”,缩写为:“BTV ”。制动力矩
变化原因归纳如下:(见图2)
另一些研究结果[4]有类似于上述的结论,
DTV是造成BTV的第一原因;摩擦材料的压缩
性是造成BTV的第二大原因;文献[5]中也确认
制动力矩变化(BTV)原因
压力 盘厚变化 摩擦系数 摩擦有效
(DTV) 工作半径Re
量级 特性
制动衬片总成 衬块材料 制动钳 制动盘 轮鼓/轴承 其他
蹄片刚度, 的压缩性, 设计,刚度, 不均匀膨胀, 摇摆, (如盘紧固时予应力的作用;
减震装置, 摩擦系数量级 支架刚度, 热变形, 转向节 盘、轮毂和轴承尺寸偏差;
夹持件等 及变化 拖滞等 机械加工金相, 变形等 车轮等) 图2 制动时制动力矩变化的原因
DTV是造成制动振颤噪音的主要原因。
图2的下部归纳了造成DTV—盘厚变化多
种原因,主要原因是制动盘摩擦工作表面不均
匀膨胀—局部膨胀处在轴向形成凸出点;对热
态时制动盘工作表面不均匀热膨胀研究结果[1]
发现:制动盘材料在制动过程中被加热和冷却
的快慢是关键点,铸铁的外表受到高温冲击的
局部热点肯定将转变成马氏体金相区域。因为
马氏体相对于珠光体有较大的体积,制动盘局
部热点将长厚若干μm,且其摩擦系数与摩擦
材料基体相比也不同。
图3是采用远红外摄像技术对制动盘实测
表面瞬时温度得到的结果[6]。该温度梯度分布
图中的每一圈表示一个梯度温度,越趋于中心 的圈表示温度越高,圈中心表示最高温度区—
热点。
图4表示一次制动过程中制动盘内半径处
热点不均匀膨胀测定结果。测厚采用了不接触
测厚技术。
·右下表示了制动盘测点部位,沿半径布置了
三个测点,编号1为内半径处的测点;
·右上表示了盘厚度变化(DTV),增厚值的
单位是μm,用黑白色彩的浓淡分别表示增厚
量的大小,白色代表增厚量在30μm以上;
·左图表示增厚量分布情形,纵坐标表示制动
转数(转),横坐标表示盘转一转360°方位。
由图可见,约在80转前后,盘面上方位在120
°位置上,有一个白色小区,它表示是一个增
厚达到30μm以上的高处—在盘转动时是轴
向位移最大点。
热点的形成则与制动盘结构(如通风槽设
计)、与制动衬块材质的不均匀性有关。盘表面
的1个或多个凸出点对摩擦材料形成的这种
“切削”会诱发BTV,而产生噪音。
2.4各种低频噪音(振颤)的成因
研究表明,制动鼓的椭圆度是造成冷振颤
主要原因之一;对于盘式制动器要作系统分析,
参见图5[2]
。 ·图5中的左上角钳体中的箭头表示钳体在承
受切向制动力(向右)时,推动承载件传至车
架向右;由于该系统非绝对刚体,故可看作为
弹性体,左中图表示:一个(方形)
物体沿制动力方向(向右)作用于弹性体。图
5中的下部表示了制动力矩上升阶段中幅值增
大的过程。
·一次制动过程中,若发生任何制动力矩的变
化—波动,制动力矩下跌—即制动力下跌,以
及制动释放时制动力矩振荡会使制动钳等弹性
体反方向(向左)回位,如图5中右上角钳体
中的箭头表示,和弹性体受到反方向力作用,
见右图所示。图5中的下部表示了制动力矩下
降阶段,幅值降低的过程;
·这一弹性体的激振可能触发系统、车架共振
形成噪音,如图5最低部的振荡曲线所示。 3与摩擦材料相关的制动噪音防治
制动噪音的防治因从其成因着手,理论上
解决的途径有两个:一是解决制动过程摩擦产
生的振动;二是阻尼、衰减这些振动。
与摩擦材料相关的制动噪音防治措施归纳
如下:
3.1做好制动衬片(衬块)的结构设计,包
括几何形状设计和摩擦付接触形态设计。
3.1.1在设计初期,把握制动系各个构件—
制动盘、鼓、钳体(制动器)、支架和制动蹄片
(包括制动衬片、衬块)的振动特性,分别测
定其自由状态下的固有频率;然后装在一起,
以总成形式做试验,测取其噪音发生情形。应
使它们的固有频率错开远离,以免引起共振;
另一方面还需将总成或零部件装车做预测噪音
试验,探索是否易产生噪音,对确能生成噪音
零部件予以剔除。 具体实施检测方法是进行模态跟踪试验,
图6是一试验实例(Example of Modal locking)
图6中y坐标是频率,X坐标分别列出了
制动盘、钳体、支架及制动衬块在自由状态下
的频率;图右上角是组装后实测到的制动噪音
频率2225Hz。在图中划出的横直线所代表的频
率既是制动器各组件发生共振尖叫频率。
改变零部件振动频率的方法有:从物理渠
道着手 ,改变其质量和尺寸;从改变其结构、
形状着手,如设计时使制动衬块与盘接触时压
力分布均匀,设计时尽可能减少制动衬块的不均匀磨损(偏磨损)等。
3.1.2合理选取制动衬块的摩擦系数数量
级和摩擦特性
图7表示两种摩擦材料制成的制动衬块,
其摩擦系数数量级和特性不同,同一型式制动
器上发生的制动噪音也不同。
图7上部表示μ=0.307摩擦材料,下部表示
μ=0.428摩擦材料,7(A)表示制动期间摩擦特
性曲线;7(B)表示200次制动过程中摩擦系数变
化趋向;7(C)表示制动噪音的振级(vib)及振级
线趋向。μ=0.307的该种材料噪音振级vib=1.70,远低于μ=0.428材料的vib=9.6,所
以有这一结果,从摩擦特性(7(A))可见后者
μ特性在速度为零之前有所上翘,且200次制
动过程中,摩擦系数波动幅度较大。这种规律
可启发对摩擦材料抗噪音方面的鉴定。欧洲近
年对盘式制动衬块的常温摩擦系数μ的选定,
一般由μ>0.40降为μ<0.4,近“F”级的下
限,μ在0.35~0.38较多;日本厂商选μ=0.35
较多,处于“E”级上限,整车制动时有较好的
舒适性,值得选配摩擦材料的摩擦级时注意。
3.1.3对于盘式制动器的制动衬块的形状,采用
两边倒角设计有利于降低噪音;在衬块钢背板
上涂防振漆、粘防振膜片或者装防振片等,阻
尼或减振能起良好的消音作用,近年来用复合
材料制造的垫片取得了防噪显著效果,实例如
图8[7],图中箭头表示消音垫片的效果。
3.1.4对于鼓式制动器的制动噪音研究结
果[8]表明:制动蹄片的衬片与鼓摩擦表面的接
触分为三种情形:蹄片的两端与鼓接触;蹄片
中部与鼓接触;全面接触。研究表明,在两端
接触形态下,摩擦系数俞高,噪音响度俞高;
对噪音频率则无影响。在中间接触的形态下,
摩擦系数增高(μ<0.6时),响度降低或极小,
对噪音频率也无影响。故蹄片的终加工时,其
外弧公差较多采用负偏差,使摩擦半径小于鼓
内半径,这样的匹配可获得中间接触,有利于
降低噪音。
3.2 提高摩擦材料的制造即使和品质
3.2.1提高摩擦系数μ与随速度变化的稳
定性,即μ对滑磨速度的不敏感。
3.2.1.1要求在一次制动过程中,μ瞬时
值随制动时间变化而表现平稳,动摩擦与静摩
擦系数接近。在一次制动过程中,最小动摩擦
系数(力矩)值与最大动摩擦系数(力矩)值
之比—力矩稳定系数[9]要求接近1。
对于制动过程中μ瞬时变化作分析时,多
数摩擦材料具有这样的特性:在制动终了—末
速为零或接近零时,其瞬时动摩擦系数值最大,因为是速度为零,所以也可以用它来代表静摩
擦系数,取其平均动摩擦系数与它相比,即大
致代表μ动与μ静之比,力矩线或μ线在终了时
上升得越高,代表示μ动/μ静之比俞小。
3.2.1.2要求在不同滑磨速度,由低速增
大到高速各试验点的μ变化小。
图9是两种摩擦材料μ的速度特性对比[10],上面的一根曲线代表摩擦材料随车速上
升,μ下降很少;而下面的一根曲线代表摩擦
材料随车速上升,μ有较大下降,对车速提高
反应敏感。综合上述两点,若摩擦系数随滑磨
速度变化而不稳定,极易诱发制动力矩值在一
次制动过程中的力矩波形振荡(BTV),导致噪
音发生,故力求摩擦材料的μ动/μ静或者μ最小/
μ最大比值接近1。
3.2.2提高摩擦材料长期使用期间摩擦性
能的稳定性,制动衬片因汽车行驶里程增长而
用旧,经历高温老化,要求其摩擦性能稳定如
初。
图10列出了两种摩擦材料,经两万公里行
驶后抗制动噪音的能力[10]。下方的一根
曲线表示起初噪音很小或无,使用后噪音
逐渐增大。此例说明,为防治制动噪音,要求
摩擦材料经长距离使用后,摩擦表面的性能能
恢复。