關于車輛起步離合器半聯(lián)動異響問題的研究

寧明志，朱新星，王小波

（上海汽車乘用車公司技術中心，上海 201804）

前言

隨著發(fā)動機功率扭矩的不斷提高，同時伴隨汽車輕量化設計的不斷推進，整車系統(tǒng)出現(xiàn)整體剛度降低、局部結構振動特征變化等情況，在傳動系統(tǒng)的設計中，經(jīng)常會遇到各種由此誘發(fā)的NVH問題[1][2]。因此，對該問題的分析和改進方案的提出，對于改善傳動系統(tǒng)的設計具有重大意義。本文就以一款車型開發(fā)過程中遇到的實際問題為例，介紹一下 MT車輛半聯(lián)動起步時NVH異響問題的處理。

1 起步半聯(lián)動工況分析

1.1 半聯(lián)動工況定義

即駕駛技術動作為部分踩下離合器的狀態(tài)。半聯(lián)動就是離合器介于離與合之間，傳動系統(tǒng)介于聯(lián)與不聯(lián)之間的狀態(tài)，它可以提供一種柔性的動力，在一些復雜路況以及起步、轉彎和短距離跟進等會經(jīng)常使用。離合器在半聯(lián)動狀態(tài)時，壓盤與摩擦片的摩擦力小于完全接合狀態(tài)。離合器壓盤與飛輪上的摩擦片之間是滑動摩擦狀態(tài)。飛輪的轉速大于輸出軸的轉速，從飛輪傳輸出來的動力部分傳遞給變速箱。此時發(fā)動機與驅動輪之間相當于一種軟連接狀態(tài)。也就是說，車輛起步，我們將離合器踏板慢慢松開，動、靜摩擦片實際是在不斷的接近，當兩者之間剛開始接觸時，由于動、靜摩擦片之間的摩擦力還很小，因此與發(fā)動機相連的靜摩擦片還無法帶動動摩擦片旋轉，隨著我們的腳的抬起，帶動摩擦片更緊的與靜摩擦片接觸，摩擦力也越來越大，最終把動摩擦片慢慢地帶動旋轉起來。由于“半聯(lián)動”的存在，汽車就可以慢慢的平緩的起步了。[3]

1.2 異響產(chǎn)生機理

離合器半聯(lián)動異響產(chǎn)生機理：主要為離合系統(tǒng)接合過程中，傳動系統(tǒng)內(nèi)部受迫振動，當激振頻率接近系統(tǒng)固有頻率從而引起共振現(xiàn)象。[4][5]

激勵源：離合器結合過程中，隨著結合位置變化，發(fā)動機輸出端阻力矩變化，引起發(fā)動機扭矩波動。

被激勵物：變速箱輸入軸總成，離合器從動盤，離合器壓盤。

整個激振的過程參見圖1：

圖1 半聯(lián)動異響產(chǎn)生機理

（1）變速箱輸入軸的彎曲振動頻率

離合器從動盤與變速箱輸入軸通過花鍵配合連接，在離合器接合過程中，其固有的彎曲振動頻率基本保持不變（接合過程中，從動盤面壓的變化對其固有頻率影響輕微）。對于普通乘用車，此固有頻率大體在250～400Hz，本例中，整車的頻率范圍在300～350Hz，仿真從動盤系統(tǒng)的固有頻率在336Hz附近，正好處于危險頻率帶。

（2）離合器壓盤的振動頻率

離合器結合過程中，由于膜片簧和從動盤面壓的剛度隨行程變化是非線性的，這造成在接合過程中，振動頻率范圍變化很大。

（3）結合的過程中激起變速箱輸入軸（或加上從動盤系統(tǒng)）共振

在離合器結合過程中，若離合器的振動頻率與變速箱輸入軸的固有頻率出現(xiàn)交疊時，容易導致共振產(chǎn)生，則會導致半聯(lián)動時的異響。

2 影響半聯(lián)動異響系統(tǒng)特性分析

基于以上原理的分析，我們對離合器系統(tǒng)進行建模和結構模態(tài)分析。對離合器這種存在摩擦和振動的系統(tǒng)，產(chǎn)生共振和異響的原因可能有以下幾種：

（1）系統(tǒng)安裝或者產(chǎn)品存在不對中的情況，導致離合器結合過程異響——模擬對中度從動盤傾斜 1°情況下的系統(tǒng)振動情況；

（2）離合器結合過程中，壓盤和從動盤在軸向可以看成單自由度剛度-質量系統(tǒng)。在結合過程中，該系統(tǒng)的頻率隨著結合力改變，如果該頻率與從動盤的結構模態(tài)比較接近，可能會引起共振，產(chǎn)生異響——模擬離合器從動盤和壓盤在結合傳扭過程中的頻率曲線；

（3）離合器半聯(lián)動過程存在靜摩擦、動摩擦的轉換，當摩擦盤在半聯(lián)動時，如果摩擦系數(shù)曲線產(chǎn)生了“負斜率”特性可能會引發(fā)摩擦自激振，使得從動盤持續(xù)共振，產(chǎn)生異響。（鑒于目前對比各廠家的離合器材料的性能情況對比，目前采用的離合器材料優(yōu)化空間有限，故此次不作為分析的重點。）

下面，我們就對系統(tǒng)進行簡化建模和有限元分析。

2.1 系統(tǒng)建模

離合器結合過程，壓盤和從動盤受到膜片彈簧的變化的力。這個過程壓盤和從動盤可以看成單自由度的剛度-質量系統(tǒng)。如下圖2所示，計算結合過程系統(tǒng)的頻率，并與從動盤的結構模態(tài)進行比較。[6][7][8][9]

圖2 離合系統(tǒng)示意圖

圖2所示系統(tǒng)的系統(tǒng)振動頻率方程可由下式確定：

離合器系統(tǒng)頻率計算。

2.2 系統(tǒng)有限元分析

針對系統(tǒng)進行有限元分析，相關仿真參數(shù)設定如下表1：

表1 離合器仿真參數(shù)設定

分析結果如下圖：

（1）偏置1°離合器的對比結果見圖3。

圖3 對中&偏置離合器受激振動模擬

（2）離合器振型情況見下表2。

表2 離合器從動盤系統(tǒng)模態(tài)分析

（3）同時，將整個簡化系統(tǒng)的半聯(lián)動傳扭過程進行仿真，得到下圖4結果：

圖4 改善前系統(tǒng)半聯(lián)動過程仿真

從分析結果可以發(fā)現(xiàn)：

a.偏置離合器系統(tǒng)的激勵情況是正常情況的10倍；

b.離合系統(tǒng)共振以軸向振動為主；

c.離合器模態(tài)偏低，系統(tǒng)接合過程中頻率都有較大比例存在于共振帶附近；

d.在問題區(qū)域（300-350Hz）內(nèi)的從動盤和壓盤頻率比較貼近，容易發(fā)生激勵。

3 改進方案及匹配試驗

根據(jù)上文的分析情況，確定了2種離合器方案，并進行匹配驗證[10]，見下表3。

表3 改進措施

針對上述方案，進行有限元分析，結論見下圖5。

從仿真圖中可以明顯看到，增加從動片剛度的零件，可以明顯提高系統(tǒng)在結合過程中的頻率特性，避開了從動盤的固有頻率帶。

圖5 改善后半聯(lián)動系統(tǒng)過程仿真

結合上述方案，制作樣件并進行實車測試，半聯(lián)動異響情況消失，至此，問題解決。

4 總結

（1）建立了發(fā)動機飛輪—壓盤—從動盤—變速箱輸入軸的模型。模型中將飛輪簡化為剛體，離合器簡化為單自由度的剛體-質量系統(tǒng)等。在整車半聯(lián)動結合過程的系統(tǒng)不穩(wěn)定情況下，利用建立的模型，可以求出離合器壓盤、從動盤的振動情況。

（2）建立了離合器在一定頻率帶范圍內(nèi)的振動優(yōu)化模型，利用優(yōu)化的模型，可以優(yōu)化離合器的剛度和模態(tài)，指導零件和系統(tǒng)的設計。

（3）對安裝優(yōu)化前后離合器的汽車，對其半聯(lián)動異響情況進行了實測。結果表明，安裝優(yōu)化的離合器后，發(fā)動機艙變速器側的噪聲明顯降低，表明本文建立的優(yōu)化模型和計算方法，對改善半聯(lián)動異響具有指導意義。

[1] 王夢晨.汽車離合器異響的故障診斷分析[J].內(nèi)燃機與配件;2017年9期.

[2] 朱思捷.離合器傳遞扭矩不均引起變速箱異響的試驗研究[J].合肥學院學報.2017年2期.

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