基于解決汽車加速異響的離合器減振特性的建模及優化

基于解決汽車加速異響的離合器減振特性的建模及優化

上官文斌1，鄭若元1，孫濤1，謝劍云2，王善南2，侯秋豐2

(1.華南理工大學機械與汽車工程學院，廣州510640; 2. 寧波宏協離合器有限公司，寧波315807)

摘要：為解決汽車加速時駕駛室內的異響，建立了發動機-離合器-變速器-傳動系統-整車的三自由度非線性力學模型。由于模型主要用于離合器減振特性的分析，將離合器輸出軸以后的部件簡化為一個等效轉動慣量。在發動機輸出扭矩的波動下，利用建立的模型，可以求出離合器輸入、輸出轉速的波動，從而得到離合器的扭轉振動衰減率。以離合器的振動衰減率最大為優化目標，優化了離合器的扭轉剛度和摩擦阻尼，使其扭轉振動衰減率得到了較大的增加。對優化前后的離合器進行裝車試驗，測試了發動機艙的噪聲、車內的噪聲和變速器支架的振動加速度。結果表明，該優化模型的建立和計算得到的優化結果，對改善變速器加速異響具有指導意義。

關鍵詞：加速異響；離合器；發動機艙噪聲；變速器支架振動

中圖分類號:U463.211+.1

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2015.19.018

Abstract:In order to analyze the performance of torsional vibration reduction for a clutch based on trouble shooting for reducing abnormal noise during vehicle accelerating, an engine-clutch-gearbox-vehicle body nonlinear dynamic model with 3-DOF was established. The input and output rotating speeds of the clutch were calculated using the developed model if the torque fluctuation of the flywheel was assumed, so the attenuation rate for the clutch’s torsional vibration could be estimated directly. An abnormal noise in the cabin of a passenger car was received during accelerating the car with a gearbox and the engine speed was in the range of 1700 r/min to 2500 r/min. To reduce the noise, an optimization model was presented by maximizing the attenuation rate of the clutch within the rotating speed of 1700 r/min to 2500 r/min and taking the torsional stiffness and damping of the clutch as design variables. After installing the optimized clutch in the car, the noise at the engine compartment and that at the cabin and the vibration at the bracket of transmission mount were measured and compared with those using the original clutch. The test demonstrated that the noise and vibration are reduced greatly with the optimized clutch. The proposed model and the calculated results provided a guide for improving vibration isolation performance of clutches.

基金項目：國家自然基金項目(51265037,11464031)；江西省高等學校科技落地項目(KJLD12075)；教育部留學回國人員科研啟動基金；江西省教育廳科技項目(GJJ13524)；南昌航空大學研究生創新基金(YC2013-001)

收稿日期：2014-05-29修改稿收到日期：2014-10-17

Optimization of clutch vibration isolation performance based on trouble shooting for reducing abnormal noise during vehicle accelerating

SHANGGUANWen-bin1,ZHENGRuo-yuan1,SUNTao1,XIEJian-yun2,WANGShan-nan2,HOUQiu-feng2(1. School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China；2. Ningbo Hongxie Clutch Co., Ltd., Ningbo 315807, China)

Key words:abnormal noise during car accelerating; clutch; noise at engine compartment; vibration of transmission bracket

變速器齒輪嚙合的振動與敲擊[1-3]、軸承的噪聲[4]，是影響汽車加速異響的因素之一。變速器輪齒嚙合處既有滑動又有滾動，因而不可避免地產生撞擊和摩擦。要減少這種噪聲，一方面，可以提高齒輪的制造精度、減少裝配誤差和減少齒輪裝配間隙，但這種方法會提高變速器的制造成本。還可以在發動機的前圍采用高效的隔聲和吸聲產品，減少傳遞到駕駛室的噪聲。另一方面，可以優化離合器的扭轉剛度和阻尼特性，減少發動機輸出轉速的波動(扭振)傳遞到變速器輸入軸轉速的波動，從而減少齒輪的嚙合噪聲。這種方法是簡單有效、同時也是最節約成本的措施，尤其是在汽車開發階段的后期振動噪聲問題的整改中。

一乘用車(發動機排量1.8L，5速手動變速器)在加速過程中駕駛室存在異響，在三檔加速時，測試得到的發動機艙的噪聲信號和駕駛員右耳處的噪聲信號見圖1、圖2所示。由圖1可見，發動機艙右側(靠近發動機)的噪聲聲壓幅值隨轉速增加而逐步升高，增加較為平緩，幅值與變化趨勢正常；而發動機艙左側(靠近變速器)噪聲，當發動機轉速在1700～2500r/min區間時，有明顯的噪聲突起現象。由圖1還可見，左側噪聲聲壓級高于右側噪聲15dB左右。可見由在發動機艙中，變速器產生的噪聲較大。由圖2可知，在1700～2500r/min轉速范圍內，駕駛員右耳處存在明顯的噪聲突起現象；當發動機轉速超過2500r/min時，車內駕駛員右耳噪聲逐步升高，增加平緩，幅值與趨勢變化正常。該噪聲突起特征與發動機艙左側噪聲特征一致。而駕駛室的乘員也感覺到，三檔加速時，當發動機的轉速在1700～2500r/min范圍內時，駕駛室存在明顯的異響。為了解決該問題，最終的方案是調整離合器的扭振剛度和阻尼，以減少變速器輸入軸轉速的波動，從而減少齒輪的嚙合噪聲，進而減少變速器的噪聲。

圖1　三擋加速時發動機艙噪聲信號 Fig.1 Noise in engine compartment during 3rd accelerating

圖2　三擋加速時駕駛員右耳噪聲信號 Fig.2 Noise at driver’s right ear during 3rd accelerating

在離合器應用于傳動系統中減振設計與優化研究中，Singh等[5-8]開展了一些研究工作。Singh等[5-6]基于解決汽車變速器齒輪拍擊問題，建立了包含離合器的四自由度扭振模型，提出了一系列評價標準及設計準則，同時探討了離合器剛度參數、阻力和飛輪的慣量對在降低齒輪拍擊振動中的作用。

Steinel等[7]對一商用車進行離合器參數的調整和優化，通過仿真計算及測試結合，提出了一種與汽車振動噪聲主觀評價相對應的客觀測試評價方法。Steinel等[8]針對汽車怠速噪聲問題，進行階次分析，并應用ITI-SIM軟件建立考慮齒輪和花鍵間隙的非線性傳動系模型，其仿真結果表明，在離合器從動盤添加預減振器可有效降低怠速噪聲。盧劍偉等[9]從非線性動力學的角度對某變速器齒輪異響故障進行分析，針對異響的表現特征，對單對齒輪副間隙非線性振動問題進行研究，從影響齒輪動態響應的激勵頻率、載荷比、阻尼比等參數出發，分析了系統穩定的條件。

基于解決加速過程中駕駛室存在異響的問題，本文建立了離合器減振特性分析與優化的模型，模型中包含離合器的扭轉剛度、干摩擦阻尼、變速器輪齒嚙合剛度，建立了包含離合器主、從動部分和傳動系統與整車的三自由度非線性扭振模型。在發動機的扭矩輸入下(離合器的主動部分的輸入)，利用建立的模型求得離合器輸入和輸出的角位移響應，從而得到離合器的減振性能。對一車輛在發動機轉速為1700～2500r/min時的加速異響問題，建立了優化模型，旨在提高離合器在該轉速范圍的減振特性。利用優化的離合器的扭轉剛度和阻尼，進行裝車試驗，該車的加速異響得到了較大的改善，表明本文的建模方法和分析技術對離合器在傳動系統減振特性的分析具有指導意義。

1離合器減振特性建模與計算分析

1.1離合器減振特性的建模

離合器在車輛傳動系中一是起到切斷和傳遞發動機動力，二是依靠安裝在其從動盤的扭轉減振器起到對傳動系統的減振作用。可以建立一個包含離合器的傳動系統多自由度扭振動力學模型，但是這樣的扭振模型中的一些參數難以獲得。由于本文的工作主要是研究離合器的減振性能，因而將離合器輸出軸以后的部件簡化為一個轉動慣量，對于一定類型的車型，在一定的擋位時，這個轉動慣量的數值在一定的范圍。

圖3為建立的分析離合器減振特性的模型，分析離合器的減振特性時，離合器處于接合狀態。模型中，J1(kg·m2)為發動機、飛輪、離合器殼、膜片彈簧、壓盤、從動盤摩擦片以及上下減振盤部分轉動慣量；J2(kg·m2)為離合器從動盤盤轂鋼片、盤轂芯、變速器輸入軸及其齒輪的轉動慣量；J3(kg·m2)為變速器輸出軸及其齒輪、主減振器、差速器、半軸及整車平動質量的當量轉動慣量；θ1、θ2和θ3(rad)分別為摩擦片、變速器輸入軸和變速器輸出軸的角位移；k1(N·m/(°))為從動盤扭轉減振器剛度；k2(N·m/(°))為變速器輪齒的當量扭轉剛度；Tc(N·m)為從動盤中干摩擦阻尼力矩；bg(rad)為輪齒間隙對應的扭角；Te(N·m)為發動機飛輪端輸出力矩，它是模型的激勵力矩；Td(N·m)為整車的當量阻力矩[10-11]。

圖3　離合器動力學模型 Fig.3 Dynamic model of the clutch

圖3所示的動力學模型的方程可以寫為：

(1)

式中，可令Te=Tm+Tpsin(ωt)，其中Tm(N·m)為飛輪端輸出的激勵力矩的平均值，Tp(N·m)為飛輪端輸出的激勵力矩的波動幅值，ω(rad/s)為飛輪端激勵力矩的波動頻率。由于模型的扭振主要由發動機激勵力矩中的簡諧分量Tpsin(ωt)引起,而恒定力矩Tm不作貢獻, 因此令Td=Tm，此時模型僅受簡諧分量的激勵。

離合器從動盤中存在干摩擦阻尼力矩，根據庫倫摩擦特性可知，摩擦阻尼片處于滑動狀態下其摩擦阻尼力矩的大小為一恒定值，設為Tf；而當阻尼片處于粘著狀態，摩擦阻力矩大小和其所受外力相關，這里利用反正切函數對摩擦阻尼片的動態特性進行表征[12]：

(2)

式中，σ為平順因子，其取值不同，摩擦模型也會不同。σ值較小時，摩擦曲線在零速度差附近比較平緩光滑，此模型雖有利于數值積分計算，但摩擦模型誤差較大；σ值較大時，摩擦曲線在零速度差附近比較陡峭，此時雖摩擦模型誤差較小，但數值計算中容易產生剛度問題。綜合上述兩種情況，一般取σ=100[13]。

變速箱齒輪嚙合力矩Tg(N·m)和齒輪的嚙合間隙及齒輪轉角差有關，可由下式確定：

(3)

1.2離合器減振模型的動態響應計算

對圖3所示的的離合器傳動系統扭振，利用表1所示的模型參數，計算得到的系統的共振頻率和共振轉速見表2。

在發動機激勵下，對方程(1)進行求解分析，可得到離合器的輸入和輸出角速度的波動。為了分析離合器的減振效果，用振動衰減率δ作為離合器減振能力的評價準則。

δ=(1-θ2A/θ1A)×100%

(4)

式中，θ1A(rad/s)為離合器減振器主動部分(輸入端)的扭振角速度幅值；θ2A(rad/s)為離合器減振器從動部分(輸出端)的扭振角速度幅值。

表1　模型計算參數

表2　系統固有頻率和對應共振轉速

由表1的參數，可計算得到發動機各個轉速下的離合器輸入與輸出軸的轉速。圖4給出了不同轉速下離合器的振動衰減率，在共振轉速2320r/min附近，離合器的振動衰減率最小。

圖4　在不同的輸入轉速下，離合器的振動衰減率 Fig.4 Clutch vibration decay ratio in different input speed

2離合器扭轉減振器的優化設計

2.1優化模型的建立

以提高離合器在1700～2500r/min范圍內的加權振動衰減率δw為目標函數，以離合器的扭轉剛度k1和干摩擦力矩H為設計變量，建立優化模型。

由于離合器的扭轉剛度k1(N·m/(°))受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，常用的扭轉減振器的扭轉剛度在10N·m/(°)～30N·m/(°)之間。同時為了在發動機工作轉速范圍內有效消除振動，必須合理選取減振器阻尼裝置的干摩擦力矩H(N·m)，H的取值范圍一般在8N·m～24N·m。綜上所述，建立如下優化模型：

(5)

式中，δw(k1,H)是在1700～2500r/min范圍內，計算得出的離合器在不同轉速的振動衰減率δ的等權重加權值，如式(6)所示，k1和H為優化變量。

(6)

2.2優化結果

本文采用Matlab軟件中的序列二次規劃法(SQP算法)進行優化。基于對發動機轉速1700～2500r/min范圍內振動衰減率最大，離合器減振器優化結果見表3，優化前后系統固有頻率對比見表4。

表3　減振器優化結果

表4　優化前后系統固有頻率對比

優化前后系統離合器扭轉振動衰減率曲線見圖5，離合器在1700～2500r/min范圍內的加權振動衰減率從優化前的23.53%提升到了46.07%。可見，通過優化扭轉剛度及干摩擦阻尼力矩，可使離合器振動衰減率有一定提高，優化效果顯著。

圖5　離合器參數扭轉振動衰減率 Fig.5 Vibration decay ratio comparison

3試驗研究

為試驗車裝上優化后離合器(優化的扭轉剛度和阻尼參數見表3)，測試發動機艙和駕駛室的噪聲、變速器支架的振動，以評價離合器改進前后對加速異響的改進效果。圖6為三擋加速時，更換離合器前后的發動機艙左側的聲壓。由圖6可見，更換優化的離合器后，發動機艙左側的噪聲聲壓幅值降低約10dB。圖7為三擋加速時，更換離合器前后的駕駛員右耳處噪聲。由此可見，裝有優化參數的離合器后，發動機艙噪聲聲壓幅值有所降低，且沒有明顯的噪聲突起現象。同時，車內的噪聲降低、且無噪聲突然增加再減少的現象，主觀評價車內的異響也明顯的降低了，只有專業的試車人員才可以感覺到，達到用戶可以接受的程度。

圖6 三擋加速時發動機艙左側的噪聲信號Fig.6Thesoundpressureinleftsideofenginecompartmentduringacceleratingat3rdgear圖7 三擋加速時駕駛員右耳附近的噪聲信號Fig.7Thesoundpressureatdriversrightearduringacceleratingat3rdgear圖8 變速器懸置變速器側支架三向加速度響應均方根值Fig.8Accelerationroot-mean-squarevaluesinthreedirectionsontransmissionmountbracket

變速器支架的振動加速度，是反應變速器振動的特征之一，圖8為更換離合器前后變速器懸置支架變速器側的三向加速度均方根值響應圖。由圖中可知，更換離合器前，在1500～2500r/min轉速范圍內，變速器支架的加速度響應有一較大突起，說明變速器的振動較大。但更換離合器后，在1500～2500r/min轉速范圍內，變速器支架的加速度幅值有較大幅度的降低、且變化也比較平緩，變速器的振動減少，這是由于離合器的對發動機轉速的波動進行了較大的衰減的緣故。

4結論

(1)建立了發動機-離合器-變速器-整車的三自由度非線性力學模型。模型中將離合器輸出軸以后的部件簡化為一個等效轉動慣量。在發動機輸出扭矩的波動下，利用建立的模型，可以求出離合器輸入、輸出轉速的波動，從而得到離合器的扭轉振動衰減率。

(2)建立了離合器在一定轉速范圍內的振動衰減率最大優化模型，利用優化的模型，可以優化離合器的扭轉剛度和摩擦阻尼，使其扭轉振動衰減率增加。

(3)對安裝優化前后離合器的汽車，對其加速噪聲進行了實測。結果表明，安裝優化的離合器后，發動機艙變速器側的噪聲、駕駛室內的噪聲和變速器支架的振動均降低，表明本文建立的優化模型和計算方法，對改善變速器加速異響具有指導意義。

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第一作者朱嶠男，博士生，1989年生

通信作者毛崎波男，博士,教授，1975年生