刹车吱吱作响现象分析和解决措施

刹车吱吱作响——现象分析和解决措施（Bremsenknarzen—Phänomenologieund Abhilfe）

综述：本文是很早（2004）的一篇文章了，但非常经典。文章从不同的角度详细的分析了汽车刹车时的吱吱作响（Bremsenknarzen,英语：brake creakig,grinding），比如从噪声产生的激励条件，从噪声的时域和频谱分析将噪声进行分类定位，将噪声按照发生的先后顺序分为四个阶段，从本质上分析其诱发机理，后续继续进行了模拟优化，考虑参与刹车的刹车系统的各个部件的影响，分析了两种典型的刹车摩擦片的特征等。基于以上分析提出改进意见，等等。

总之，这绝对是一篇不可多得的好文章。文章作者之一，Dr.Gauterin现在已经是KIT汽车所的知名教授Prof. Dr. Gauterin了。



前言：刹车吱吱作响是一种频繁的低频车辆噪音。这是在自动档车上，启动过程中由于行车制动器缓慢释放，从而引起的悬架部件的振动造成的。对车辆盘式制动器的研究，解释了刹车吱吱作响的产生过程并提出可能的补救措施和解决方案。这篇文章是福特汽车公司，大陆-TevesAG和大陆集团成功合作的结果。（原文翻译）

1. 引言（Einleitung）

在车辆起步时，慢慢地松掉行车制动后，刹车吱吱作响就有可能会发生。
手动挡的车通常在下坡时也会发生这种噪声，而自动挡的车几乎每次启动都会发生这种噪声（因为自动挡的车每次起步必须踩着刹车，并慢慢送开刹车出发）。

当发动机的拖拽的力矩大于刹车的锁止力矩时，就会发生这类噪声。在摩擦片和刹车盘之间的摩擦慢慢从静摩擦过渡到滑动摩擦的时候，就会产生一个力脉冲，通过这个力脉冲，刹车系统和悬架将受到激励振荡，并且使结构噪声传递到车身上。

在突然将摩擦释放后，由此将造成参与的、发生了弹性变形的刹车部件和悬挂部件的松弛，这将使得摩擦片再次粘连在刹车盘或者刹车鼓上（产生静摩擦），直至通过车辆运动而增长的回复力，使得静摩擦再次失效（成动摩擦）为止。这个过程可以每秒重复很多次，由此产生了周期性的振荡。

结构噪声将从不同的车身部位以空气噪声的形式在乘坐室进行扩散，从而产生了干扰乘客的噪音，并让乘客觉得整个悬架的功能性有所缺陷。

产生刹车吱呀作响的经典场景是在车辆刚刚起步时，或者松开手刹后车辆开始滚动的时候。自动挡的车尤其易碰上这种情况，因为它在起步时（发动机转动时）必须踩着刹车。其在启动时为了使车子动起来，必须慢慢释放刹车使得发动机的转矩慢慢大于刹车的转矩，这个过程恰好是噪声的激励过程，所以非常容易产生这类噪声。手动挡发生这种情况可能性小些，因为其在起步时也可能不必踩着刹车。

由于现在自动挡的车越来越多，所以研究刹车吱呀作响就显得十分的有意义。尤其考虑到美国市场的自动挡的很大的占比的情况。

对噪声产生的最关键的点是，制动系统在第一次由静摩擦转换成了动摩擦后，不能保持动摩擦的状态，而由于刹车和悬架的回复效果，使得摩擦片和刹车盘或者刹车鼓之间又一次产生了静摩擦。发动机再次利用拖拽力矩将摩擦片和刹车盘之间的静摩擦转化成动摩擦。粘滞相反的马达再次起作用，导致分离并过渡到滑动摩擦。由此产生的所谓的“粘连-滑动”过程[2]可以多次重复，然后导致振动能量的引入，这远远超过了单次从静摩擦到动摩擦转化时产生的单次力的脉冲冲击的影响。

完全释放刹车会中断振动过程。然而，在刹车吱呀作响噪声形成的临界区域保持一段时间的制动可导致恒定的，高振幅，高强度的谐波振动。

下面，首先通过测量结果来描述麦弗逊前桥上的刹车吱呀作响噪声现象，并用一般性系统分析进行解释。由此可以通过修改悬挂部件和调整摩擦参数来获得可能的解决方案。

2: 时域上分析吱吱作响（Analyse des Knarzensim Zeitbereich）



刹车的吱吱作响在时域上可以分为四个阶段：

阶段1（40-28 bar）：安静阶段，在此阶段无明显的振动发生。

阶段2（28-8 bar）：形成阶段，此阶段的刹车的压力力矩还是比较大，以至于车子还是没办法向前运动。然后在此阶段已经能够测量到几个尖峰信号，这是因为前桥相对于后桥的张紧造成的（考虑常见的前驱设计）。信号的大小取决于上次刹车时的强度。但是这些尖峰信号很小，是几乎听不到的。

阶段3（8-4 bar）：吱呀作响阶段，当刹车的力矩小于发动机的拖拽力矩时，刹车摩擦片和刹车盘的摩擦由静摩擦转化成动摩擦，从而产生了刹车吱呀作响。

阶段4（4-0 bar）：振动消失阶段，汽车开始向前运动，刹车的力矩已经不足以形成“粘连-滑动”过程，刹车吱呀作响噪声消失。

3: 吱吱作响噪声的频谱特征（SpektraleEigenschaften des Knarzgeräuschs）

图中测试了不同汽车的刹车吱呀作响的数据。



起步状态还带着刹车时，会产生一些独立的脉冲，他们分布在50-1000Hz的宽带上，同时还和四缸发动机的二阶噪声产生了叠加，图中也可以看得到。另外，三辆车中的两辆车，在出现一些独立的脉冲之后，出现了刹车的自振状态（eingeschwungenen Zustand？）（与悬挂的固有频率形成共振？），基频是100Hz，在多倍谐阶次（即200,300,400…Hz）的位置也同样出现。

图中显示了随着时间变化的频谱的变化（即Campbell图）进一步研究发现，温度对这个自振状态（Einschwingen？）有着深刻的影响，低温（大概5摄氏度）更有可能发生，温度上来之后就不易发生了。原因是温度影响了摩擦片和刹车盘的摩擦系数，从而使得这个自振状态不再存在了。



独立的脉冲会由于在摩擦片和刹车盘的粘连状态（静摩擦）状态下，悬挂的扭转而得到加强。刹车从静摩擦状态剥离使得汽车进入起步状态。这时候就会有一个很大的短时间的脉冲，大脉冲对底盘的各个部件的80-200Hz范围内的固有频率都会进行激励。这意味着，对底盘的共振频率进行微调，基本不太可能解决问题

4: 一般性系统分析（AllgemeineSystembeschreibung）

根据刹车噪声的形成机制可将噪声分为两类：1，受到激励的系统，基于变化力产生的被动反应；2，振动的系统一个自我激励的系统。

符合第一种情况的一个经典例子是由于刹车盘的不平整而使得摩擦片在于刹车盘的接触中产生一个动态的激励（变化的摩擦力？），从而产生摩擦片的摩擦噪声（摩擦噪声frictionnoise）。由于它所产生的是一个相对窄带的噪声，由此也被称为钢刷噪声（wirebrushnoise）。

刹车盘的形变则会导致一个低频的动态激励，这种振动会让驾驶者感到方向盘或者刹车板的振动（Bremsenrubbeln：judder）或者一个低频的声波（creep graunch, rumblegroan, hum groan [5]）。形变可以是由不均匀的磨损造成（DTV:disc thickness variation），热效应（hotpots）或者加工制作质量问题。
这种噪声确实会带来干扰，但是噪声的响度都是比较小的。

相比之下，通常状态下自激振动会导致非常高振幅的噪声，无论车内还是车外都清晰可听并会大大影响体验和质量。这些包括所有尖叫声（squeal）以及其特殊的音调形式，如“嚎叫”（moan）。

在一个自激系统中，初始激励的能量在后面振动过程中，又会反馈到初始激励位置，对系统进行再次激励，如此循环往复，形成自激激励系统。这种反馈系统如图所示。激励通过摩擦片与刹车盘或刹车鼓之间的交界面处产生的交变力，这些引起耦合组件振动，这反过来将部分振动能量反馈到激励位置。反馈能量现在将激励系统，置于与额外的旋转动能形式的附加能量耦合的状态。自激过程因此导致系统内部阻尼的完全用于补偿作用。它创造了“消极阻尼”。结果就可能会产生非常大的振幅。



一阶振荡器构成反馈系统的最简单的情况，在这种情况下，由现实世界中的质量M，弹簧C和不可避免的材料阻尼K组成，如图所示。机械能通过传送带耦合，传送带以恒速vb移动。皮带与弹性体之间的库仑摩擦（静摩擦和动摩擦统称库伦摩擦）引起粘滑效应。

当耦合的机械动能补偿系统的能量损失时，也会出现自激振荡。

如果供应的能量大于能量损失，振动的幅值就会持续增加。

如果供应的能量正好等于能量损失时，就会产生一个稳态振动。



在滑动运动过程中，摩擦衬片与制动盘交替运动（静摩擦）或从反馈系统移回起始位置（滑动摩擦）。因此，运动形式和导入力不是正弦曲线，并产生可能包含许多泛音的谐波频谱。振动的基频，由反馈回路的机械元件决定，以及也由接触力FN和摩擦系数（静摩擦和滑动摩擦μh和μg[6]）的差异差值来决定。因此粘滑效应可能受到摩擦材料性能的显着影响。

低频底盘振动的特点是，在低振动速度下振幅相对较大。因此，只有在低车轮速度下才能实现从滑动摩擦到静摩擦的转变。出于这个原因，吱吱声仅在低速驾驶时发生。

5: 参与噪声产生的行驶机构（Beteiligungdes Fahrwerks der Geräuscherzeugung）

图中展示了参与造成刹车吱呀作响声的汽车主要部件，此外车轮的振动行为也对此有影响。



稳定杆和转向横拉杆的共振现象将会在分离的轴上利用人工激励和激光扫描的方法进行测量。发现稳定杆会发生很明显的转动，而且转向横拉杆的1阶弯曲模态恰好就是100Hz。然而，对转向横拉杆的微调对整个噪声的改善并没有决定性的意义，这是因为噪声除了这个部件还有其他部件的参与。



图中显示了在刹车吱呀作响状态下，对车辆悬挂的其它部件进行分离测试，结果显示它们的共振区间主要分布在100到200Hz。因此想通过对车辆悬挂的部件进行单独的修改，以求解决这类噪声几乎是不可行的。但是可以考虑的是，通过各个部件的相互作用，来实现降噪减振。这当然必须通过接近现实的CAE模拟来实现，同时还应注意的是要考虑到车辆悬挂部件的变化性。



图中显示了在对车辆悬挂研究时，在时域上的一个刹车吱呀作响的信号。首先看到的是不同的频率，其中最高的是200Hz，然后在自振区域，100Hz的信号会变得明显。模拟计算表明，通过摩擦系数的改变，可以跳过“粘连-滑动”的频率而达到高阶的状态[4]。这也可以通过改变车轮的几何尺寸来实现。



工作状态下的振动研究表明，“粘连-滑动”效应在发生刹车吱呀作响的时候会导致轴颈的一个转动[1]。这将使得力在静摩擦阶段在刹车盘的切线方向传递[1]。这个转动会使得减振阻尼部件在车辆纵向（前后方向）受到一个明显的弯曲。针对减震阻尼部件是麦弗逊悬挂弹簧腿的情况，它将是在吱呀作响时的主要变形偏移部件。动态的弯曲力同时也可以导致轴承状态的改变[4]。我们在这里假设，所产生的非线性特征，促进了低频的刹车噪声的自我激励的形成。



为了检测减振阻尼部件的径向的运动能力，将用一个刚性的、水平的部件连接阻尼减震部件的缸体和车身部分。由此发现，吱呀作响的噪声得到了明显的改善。同时也改善了稳定杆的振动。

6: 摩擦片的影响（Einflussder Reibbeläge）

由于行驶动力学和转向动力学方面对车辆的要求，针对刹车吱呀作响噪声，对悬挂进行了有针对性的优化往往受到限制。

尽管如此，为了将噪音水平保持在较低的水平，有必要减少刹车引起的悬挂激振。这可以通过选择性地选择摩擦片材料来实现。

在汽车和制动行业中，通常在被称为“欧洲”的刹车摩擦片和吱呀作响优化的刹车摩擦片之间进行区分。这种区分是有其历史上条件的，并且是负面的，因为这种分类所覆盖的群体的属性在一段时间内存在差异。“欧洲”刹车片是能达到最大制动功率的刹车片。吱呀作响优化的刹车摩擦片用于日本和北美市场，在噪音行为方面具有优势，但由于制动器变热后（由于制动器衬片发热导致制动作用减弱，Fading）其制动性能变差，这方面性能通常显着劣于欧洲刹车摩擦片。

正如下面的讨论所显示的那样，吱呀作响优化的刹车摩擦片的功率性能参数方面的负面评价的重要性，正在逐渐降低。

7: 优化后的摩擦片的噪声表现（Geräuschverhaltenoptimierter Beläge）

特别是在寒冷潮湿的天气中长时间使用后，可以看到到吱呀作响优化的刹车摩擦片在噪音行为中的优势。因此，实验调查着重于这些特别不利的工作条件。待评估的车辆的测试将被放置在一个平面上（具有自动变速器的车）进行；或倾斜度对应于发动机驱动扭矩（具体手动变速器的车）的坡度上进行。



试验是在为研究这类噪声刻意的设计的状态下进行的，也就是说，试图通过特别关键的激励参数选择，特别是最大持续刹车踏板释放时间来引起吱呀作响噪声现象。测量每个噪声事件噪声声级的峰值；高通滤波消除了发动机的主要阶次噪声。“可接受”噪声行为的上限设定为75dB。

图中显示了在低位和运行制动加热后，噪声测量的代表性结果。比较将在具有三种吱呀作响优化的刹车摩擦片（B，C，D）的“欧洲”刹车摩擦片（A）。在50°C以上的温度范围内，两种类型的刹车摩擦片的噪音水平相，当且较低。所有测试的刹车摩擦片都被评为正面。

低温环境下情况则有所不同：在刹车摩擦片A对噪声支持很大的时候，吱呀作响优化的刹车摩擦片则降低了7 dB的噪音水平，从而显着减少了干扰。进一步的测试表明，超过10dB的改进是可能的。另外，用优化的摩擦片更不容易引起吱呀作响噪声– 即自激，然后连续振动不再可能。

8: 优化后的摩擦片的特征（Eigenschaftenoptimierter Beläge）

吱呀作响优化摩擦片的非声学特性在某些方面与“欧洲”刹车摩擦片不同，因此必须谨慎地使用优化的刹车片。

优化的材料已经符合环境要求，不含锑，铅，镉和可吸入纤维。在制动系统的设计中应考虑可能改变的物理特性，特别是摩擦特性。

诸如较高的热压缩性，较低的强度和较小的剪切力的缺点，可以通过制动器的适当尺寸来补偿。制动盘的扩大以及相关的最高温度水平的降低，可能出现稍微更差的（由于制动器衬片发热导致）制动作用减弱的行为，Fading。

如果制动系统的尺寸正确，则即使使用吱呀作响优化摩擦片，也可以满足AMS测试的测量制动距离的要求。改进的摩擦片的主要优点是，除了改善吱吱声，还改善了低的刹车摩擦片和刹车盘的磨损行为的一般性的噪声，以及减少轮缘的污染外。

表格总结了吱呀作响优化摩擦片与标准化“欧洲”摩擦片相比的主要特点。



9: 结论（Schlussfolgerungen）

通过底盘上的振动控制措施和优化摩擦材料，可以改善制动系统的制动性能。
由于不同的低频的悬挂系统共振位置和所提供能量的大小不同，通过微调单个组件，噪声行为将不会有很大的改善。相反，组件相互之间的作用可以作为有效解决问题的途径加以考虑。

由于麦弗逊式悬架对车辆纵轴方向上的动态激振具有高灵敏度，所以减震器的机械设计非常重要。

在未来的发展中，对低频制动噪音很重要的悬挂系统的共振，必须始终包含在行驶动力学设计中。用于此处的仿真程序必须适用于频率高达200Hz以上的频率；计算结果也必须在低频噪声方面进行验证。

摩擦材料为减少吱吱作响噪声提供了巨大的潜力。因此可以将低温下的不利噪声行为降至最低。仔细的设计方案可以在很大程度上避免制动效果受损等可能的缺点。

10: 参考文献（Literaturhinweise）

[1] Abdelhamid, M.K.: Creep groan of disc brakes. SAE 951282
[2] Brecht, J.: Untersuchungen zum Bremsenknarzen. Aachen:Shaker Verlag, 2000
[3] Brecht,J.; Schiffner, K.: Influence of friction law on brake creep-groan. In: SAE2001-01- 3138
[4] Donley,M.; Riesland, D.: Brake groan simulation for a McPherson strut type suspension.In: SAE 2003-01-1627
[5]Matsuzaki, M. et al.: Study on low-frequency disc brake groan. SAE9531660
[6] Xiaoming, S.; Mitschke, M.: Entstehungsmechanismus desBremsenquietschens. In: ATZ 99 (1997)
[7]Yamauchi, H. et al.: Theoretical analysis and proposition to reduceself-excited vibration of automotive shock absorber. SAE 2003-01- 1471