離合器自激振動的起步顫振作用機理分析

沈周行，李鵬忠

（同濟大學中德學院，上海 200092）

0 引 言

對于在歐洲上市的某型緊湊型乘用車（1.2L發動機、59 kW），由于在潮濕和低溫的環境下車輛起動時存在顫振。

汽車起步顫振是指在離合器結合過程中，由汽車傳動系中轉矩波動所引起，頻率范圍在 5～20 Hz內，車輛在水平行駛方向產生的振動，這種現象往往發生在汽車起動的過程中[1]。

發動機內部爆燃造成的振動通過發動機懸置和傳動系統兩條路徑傳遞，最后以噪聲和振動的方式被汽車駕駛員和乘客感知。在動力系統中，安裝在飛輪和變速器中間的離合器總成（包括離合器壓盤、離合器從動盤和分離軸承）對汽車起動顫振的影響最大。

汽車起步顫振中，與離合器相關的有4種典型分類：

（1）離合器自激勵振動；

（2）由于離合器部件制造偏差造成的尺寸偏差引起的離合器振動；

（3）離合器從動盤的波形片力學特性非線性，造成離合器振動；

（4）汽車發動機的曲軸軸向沖擊傳遞到離合器蓋或傳動片等部件，引起離合器的共振[2]。

為了分析起步顫振的原因，進一步找出解決的方法，進行了起步顫振試驗。

1 車輛起步顫振試驗

由于起步顫振的問題來自用戶的抱怨，而且車輛起步顫振的原因存在一定復雜性，不能通過用戶的描述得出結論。為了探究車輛起步顫振的來源，同時也為了確定車輛動力總成的阻尼和車輛對于顫振的靈敏度，安排下述試驗。

1.1 車輛參數和車輛零件

表1 被測車輛的參數

1.2 試驗過程

（1）在安裝原有傳動軸的條件下，掛1擋測試車輛顫振（車況為冷車）；

（2）換裝匹配1.4 L發動機的傳動軸，掛1擋測試車輛顫振（車況為冷車）；

（3）測試和評價車輛動力總成的阻尼；

（4）在測試臺架上測試3種零件：①離合器總成；②新的離合器總成；③三套離合器返回件。

1.3 車輛試驗

1.3.1 帶有原裝傳動軸的顫振試驗

顫振試驗在平地上進行。在試驗之前車輛被放置于冷藏倉內冷卻到-2°C。測量的參數分別為：發動機轉速；變速器轉速，車輛在縱向的加速度（加速度傳感器安裝在駕駛員座椅位置）；離合器殼中的溫度。在最初的幾次起動過程中，明顯感覺到了車輛的顫振，主觀評價指數5，見圖1。當離合器溫度逐漸升高，車輛的顫振漸漸變小，并逐漸消失。

在圖2中，可以看到顫振的頻率分析，在車輛顫振發生過程中，其頻率一直保持在9.5 Hz，與發動機的1階頻率、變速器的1階頻率和兩者速度差的1階頻率都沒有聯系，所以這種顫振可以被判定為自激勵顫振。9.5 Hz的顫振與處于1擋位置的開環動力總成的1階頻率相符合。

除了自激勵顫振之外，車輛起動的過程中，當發動機速度下降到500～600 r/min時，可以感受到16～20 Hz的顫振，見圖3，主觀評價指數 4。這種振動并不是由離合器引起，是由汽車前懸掛的共振引起。在車輛滿載情況下快速地分離離合器，可以測量出車輛前懸掛的固有頻率為 19 Hz，如圖 4。所以車輛起動時，當發動機的轉速逐漸降低到 500～600 r/min，車輛前輪懸掛會在發動機第二點火次序中被激勵振動，同時車輛會以16～20 Hz的頻率振動。

來自客戶的抱怨應該是自激勵顫振（9.5Hz）和 16～20Hz的振動的結合。由于這兩種振動在冷車和潮濕的環境下同時出現，一般駕駛員很難區別。

1.3.2 使用匹配1.4L發動機的傳動軸顫振測試

在相同情況下，使用與1.4L發動機相匹配的傳動軸做顫振試驗，試驗結果與使用原裝傳動軸的結果相比，顫振并沒有明顯的改善，如圖 5。

1.4 動力總成的阻尼計算

動力總成的阻尼可以通過在車輛滿載的情況下，1擋擋位踩離合器，發動汽車，快速地分離離合器得到結果，如圖6。

最后確定的動力總成的阻尼為0.04Nms。與市場上被測試過的車輛相比（平均值為0.071），這個阻尼系數偏低。

1.5 車輛顫振敏感度

車輛顫振敏感系數是指在顫振的頻率范圍內，車輛顫振的傳遞特性，可以用公式（3）計算：

其中，Kreson為動力總成在顫振頻率時的振動放大系數； Kvehicle為車輛本身的物理振動特性；Kb為傳動系統中在顫振頻率范圍內，理論計算的車輛振動和實際測量到的車輛振動之間的比值。

通過公式（3）～（6）可以計算出車輛的顫振感應敏感度。

與市場上測試過的車輛相比（平均值為0.52），此車型的顫振敏感度明顯偏高。

1.6 試驗結論

（1）在低溫環境下（-2°C～3°C），車輛起步時出現自激勵顫振，主觀評價為 5。自激勵顫振的頻率大概為9.5 Hz，相當于車輛起動時處于1擋傳動系統的第1階固有頻率。

（2）除了9.5Hz左右的自激勵顫振，在車輛起動時還感受到了16～20 Hz的振動，當發動機轉速從怠速降到500～600 r/min時，車輛顫振的程度降到 4。這個頻率范圍的顫振實際上是發動機在第二點火次序時前輪懸掛的自然振動。

（3）來自客戶的抱怨是離合器里的自激勵顫振（9.5 Hz）和車輛前懸掛的振動（16～20 Hz）。由于這兩種振動差不多同時出現，對于一般的駕駛者來說難以發現。

（4）換裝用于配備 1.4 L發動機的傳動軸后，顫振的情況并沒有好轉。

（5）經過測量，車輛傳動系統的阻尼約為0.04 Nms，阻尼偏小。經計算，車輛顫振感應系數為0.78，這是一個重要的車輛顫振傳遞特性（車輛的顫振感應系數越小，車輛對于顫振的感應程度越小）。

（6）在顫振臺架上，在車輛原裝件的顫振試驗中，離合器在潮濕和低溫環境下出現了明顯的自激勵顫振，同時臺架試驗也驗證了整車試驗的結論。

綜上所述，此車型的起步顫振主要來自于離合器的自激勵振動，這是離合器在結合過程中離合器壓盤和離合器從動盤之間滑摩激勵所造成的振動。

2 離合器結合過程動力學建模

當汽車起動結合離合器的過程中，離合器壓盤向離合器從動盤逐漸壓緊，開始接觸并開始傳遞轉矩。在此過程中，離合器壓盤和離合器從動盤之間存在相對滑移，此滑移的速度隨著離合器壓緊力的逐漸增大而逐漸變小，最后離合器從動盤和壓盤的速度一致，并傳遞轉矩。

為方便分析，將發動機的傳動系統簡化為一個4自由度的動力學模型[3]，如圖7所示。

根據模型，離合器在結合過程中汽車傳動系統的動力學公式為：

式中：

Je為車輛動力總成中離合器之前的部件如飛輪、發動機曲軸等部件的等效轉動慣量，θe為其相對應的轉角；

Jc1為離合器蓋和離合器壓盤的等效轉動慣量，θc1為其相對應的轉角；

Jc2為離合器從動盤的等效轉動慣量，θc2為其相對應的轉角；

Jv為車輛動力總成中離合器之后的傳動系轉換到變速箱輸入軸上的等效轉動慣量，θv為其相對應的轉角；

cv，cc1，cc2，ce為各自相對應的旋轉黏性系數；

Te為發動機輸出的轉矩，Tv為道路阻力等效到變速箱輸入軸的轉矩，Tc為離合器壓盤和離合器從動盤表面之間傳遞的轉矩。

kec和 kev為發動機曲軸和變速箱輸入軸的等效剛度。

μ為離合器壓盤和從動盤之間的滑動摩擦系數，z為摩擦面的個數，F為作用在離合器壓盤和從動盤上的正應力，Rm為離合器當量摩擦半徑。

當離合器壓盤和離合器從動盤之間的滑移速度為 0，即離合器完全結合，兩者轉動速度一致時，此時傳動系統的動力學公式為

3 離合器自激勵振動

離合器接合面的滑動摩擦系數μ不是恒定值，除了與材料參數有關外，還與摩擦面的相對角速度（ θc1?θc2）有關。

設在離合器接合過程中，正壓力F恒定，并以離合器從動盤作為研究對象，根據式（7）和式（9），得

將式（16）代入式（15），并忽略 2次以上的高次項，得

從式（11）可以得到，當

即當

時，出現負阻尼，根據非線性振動理論[4]，負阻尼將導致離合器從動盤產生自激振動，引起離合器抖動。

4 結 論

通過試驗和結果分析可以得出結論：此車型的起步顫振主要來自汽車離合器的自激勵振動，同時，由于車輛動力總成的阻尼系數偏低，且車輛的顫振敏感度較高，間接加劇了車輛起步時的顫振。

對于離合器結合過程的建模和離合器自激勵過程的分析，可以得到結論: 當離合器從動盤和離合器壓盤之間的摩擦系數變化率低于某數值時，系統出現負阻尼，從而產生自激勵振動，使離合器抖動，造成車輛起步顫振。

根據對離合器自激勵振動的分析，增大離合器摩擦片的摩擦系數，即選用有高靜摩擦系數的摩擦材料，可以有效縮短離合器結合的時間，提高結合品質，并有效地減小離合器振動。

同時根據試驗經驗也可以得知，通過加大變速器輸入軸的剛度，或者提高離合器蓋的剛度，可以減少離合器結合過程中壓緊力的波動，優化離合器振動的問題[5]。

[1]D. Centea，H. Rahnejat，M.T. Menday. Non-linear multi-body dynamic analysis for the study of clutch torsional vibrations （judder）[J]. Applied Mathematical Modelling. 25（2001）：177-192.

[2]Przemyslaw Zagrodzki. Thermoelastic instability in friction clutches and brakes – Transient modal analysis revealing mechanisms of excitation of unstable modes [J]. International Journal of Solids and Structures. 46（2009）：2463–2476.

[3]CHEN Li，WANG Hao-song，XI Gang. Clutch Engagement Control Based on Stability Analysis[J]. Journal of System Simulation.2011，7：1451-1458.

[4]Kani H，Miyake J，Ninomiya T. Analysis of the Friction Surface on Clutch Judder [J]. JSA Review of Automotive Engineering（S1349-4724），1992，13（1）：82-84.

[5] H.J. Drexl. Clutch judder-causes and counter measures.Technische Konferenz SITV. 90（1990）：7-46.