瞬態(tài)扭矩下輪端粘滑異響分析與控制

胡傳俊，張 軍，李 虹，焦 明，劉 鋒，劉 波

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江 寧波 315336）

隨著汽車技術(shù)的飛速發(fā)展，人們對于汽車駕乘舒適性的要求不斷提升，傳動系統(tǒng)作為整車的重要組成部分，因結(jié)構(gòu)復(fù)雜，經(jīng)常產(chǎn)生一些無序和難以獲取的異響問題，不僅影響駕乘人員的舒適性，更關(guān)系到品牌的質(zhì)量口碑[1-2]。在傳動系統(tǒng)中，旋轉(zhuǎn)接觸式的機械設(shè)計結(jié)構(gòu)被普遍應(yīng)用，比如離合器、輪轂軸承等。但在實際運行過程中，經(jīng)常出現(xiàn)由旋轉(zhuǎn)摩擦而引起的粘滑振動與異響現(xiàn)象，原理是兩個接觸面間摩擦力不斷變化而產(chǎn)生周期不穩(wěn)定的粘滯-滑移摩擦運動[3]，此現(xiàn)象使機械系統(tǒng)產(chǎn)生損傷，甚至導(dǎo)致機械系統(tǒng)無法運行，例如軸向花鍵、減速器齒輪組、制動器摩擦片等均易出現(xiàn)粘滑摩擦問題[4-5]。SPENCER[6]等借助臺架進(jìn)行軸向花鍵粘滑摩擦分析，發(fā)現(xiàn)花鍵軸向伸縮時會產(chǎn)生粘滑摩擦異響，并在花鍵上涂抹油脂解決了異響問題。楊朝等[7-8]通過建立Karnopp 摩擦等多系統(tǒng)的AMEsim 粘滑異響模型進(jìn)行仿真分析，識別出起步過程存在粘滑風(fēng)險，并提出多種工程化優(yōu)化方案，成功解決起步異響問題。對于粘滑摩擦運動研究一般利用質(zhì)量塊-彈簧或摩擦盤-懸臂梁物理模型進(jìn)行說明[9]。

通過對某前驅(qū)SUV 傳動系統(tǒng)產(chǎn)生的異響進(jìn)行解析，發(fā)現(xiàn)起步前進(jìn)、倒車過程中的異響是由輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)滑移誘發(fā)了粘滑摩擦。通過理論校核配合結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)，得出粘滑摩擦風(fēng)險概率；建立端面粘滑摩擦的物理模型分析粘滑摩擦過程，最終利用一種雙面涂抹減摩劑圓環(huán)墊圈，裝配在輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面間，有效解決了配合端面粘滑異響。同時，針對端面粘滑摩擦異響問題，提出了多種控制措施，在新車型設(shè)計開發(fā)早期此對此類問題預(yù)防控制具有重要工程指導(dǎo)意義。

1 起步異響現(xiàn)象闡述

某前驅(qū)SUV 車型起步前進(jìn)、倒車過程中，左右前底盤區(qū)域產(chǎn)生一聲或兩聲明顯、清脆的“咔嗒”異響，而車輛行駛過程中無此異響。橫向?qū)Σ煌蜗戮€車輛進(jìn)行起步工況評價，此異響產(chǎn)生的頻率較高。

如圖1所示，為了將異響源解析到具體零部件，利用底盤聽診器貼片布點，開展起步過程實時監(jiān)聽評價，如表1 所示，通過布點位置及評價結(jié)果，初步鎖定此異響源在前輪轉(zhuǎn)向節(jié)區(qū)域。

表1 底盤聽診器布點位置異響評價表

圖1 底盤聽診器實物圖

如圖2 所示，在車內(nèi)駕駛員左耳處布置傳聲器單元，左前輪轉(zhuǎn)向節(jié)處布置振動加速度計，開展車輛起步工況數(shù)據(jù)采集。

圖2 傳感器測點布置位置

如圖3所示，車輛起步工況下，在4.4 s時刻出現(xiàn)噪聲突變峰值，通過LMS 聲音回放評價，此段峰值噪聲與聽診器監(jiān)聽“咔嗒”異響感受一致，判定異響發(fā)生在4.4 s時刻。

圖3 駕駛員左耳處噪聲云圖

如圖4 所示，對比駕駛員左耳處噪聲聲壓級與轉(zhuǎn)向節(jié)處振動加速度時域特性曲線，在4.4 s 時刻，噪聲聲壓級與振動峰值均出現(xiàn)同步突變峰值，因此，此噪聲鎖定在驅(qū)動輪轉(zhuǎn)向節(jié)區(qū)域。

圖4 起步異響時域振動與噪聲特性

2 驅(qū)動輪端起步異響源解析

由于主觀評價與客觀測試均判定異響源在驅(qū)動輪轉(zhuǎn)向節(jié)區(qū)域，如圖5所示，將轉(zhuǎn)向節(jié)拆卸后發(fā)現(xiàn)輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面產(chǎn)生清晰的摩擦痕跡，結(jié)合起步工況下配合面受力情況分析，初步判定起步異響為此配合面摩擦產(chǎn)生。

圖5 配合端面摩擦損傷圖

為了進(jìn)一步證明起步異響由輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面摩擦產(chǎn)生，如表2所示，調(diào)整驅(qū)動軸輪端緊固螺栓的力矩（設(shè)計定義緊固力矩為220 N·m），觀察起步異響的變化。調(diào)整不同緊固力矩后，緊固力矩在180 N～240 N 之間異響明顯，而緊固力矩為260 N或160 N以下時，異響不明顯或無異響。

表2 不同緊固力矩下異響變化表

依據(jù)異響變化趨勢推斷，此異響與配合端面間的正壓力有關(guān)，當(dāng)緊固力矩為260 N時，輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面正壓力增大，配合端面的摩擦力大于起步瞬間輪端滑移力，配合端面不產(chǎn)生相對滑移；當(dāng)緊固力矩小于160 N 時，輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面未貼合或未完全貼合，起步時配合端面間無接觸滑移或接觸滑移能量不足，使得異響不明顯或無異響，然而緊固力矩在180 N～240 N 之間時，配合端面接觸充分，但配合端面的摩擦力小于起步瞬間輪端滑移力，配合端面間產(chǎn)生相對滑移，且滑移能量充足，導(dǎo)致異響明顯。

由此進(jìn)一步證明起步異響是由輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面摩擦導(dǎo)致。

如圖6所示，在起步過程中，異響會通過結(jié)構(gòu)和空氣兩個路徑傳遞至車內(nèi)，因此異響控制需要從異響源和傳遞路徑兩個維度考慮。

圖6 驅(qū)動輪端異響傳遞路徑圖

3 驅(qū)動輪端起步異響機理分析

如圖7 所示，輪轂軸承與驅(qū)動半軸使用花鍵配合聯(lián)結(jié)，兩者配合端面為圓環(huán)形狀，花鍵軸采用緊固螺母鎖死，理論上輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面之間無相對滑動位移。

圖7 輪轂軸承與驅(qū)動軸結(jié)構(gòu)裝配示意圖

車輛通過輪轂軸承內(nèi)花鍵與驅(qū)動軸外花鍵嚙合傳遞扭矩實現(xiàn)起步與倒車，但花鍵嚙合處存在間隙，同時在起步與倒車瞬間的沖擊扭矩作用下，花鍵會產(chǎn)生微觀的彈性變形，花鍵間隙誤差和變形影響下，輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面產(chǎn)生微觀的相對滑動趨勢或位移。因此，需要計算校核輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面間的靜摩擦轉(zhuǎn)矩，來評估起步?jīng)_擊扭矩作用下的粘滑摩擦風(fēng)險，計算過程如下：

變速箱輸出轉(zhuǎn)矩為：

緊固螺母提供的軸向鎖緊力為：

由于輪轂軸承與驅(qū)動軸、鎖緊螺母配合端面均為圓環(huán)形狀，將圓環(huán)面分為無窮個單位元，則每個單位元上最大靜摩擦力為：

第i個單位元（ri，qi）上最大靜摩擦力為：

對圓環(huán)面積分可得配合端面最大靜摩擦轉(zhuǎn)矩為：

式中：

i0為主減速比；

ii為i擋減速比；

K為安全系數(shù)；

D為驅(qū)動軸直徑（m）；

R為圓環(huán)外圈半徑（m）；

r為圓環(huán)內(nèi)圈半徑（m）；

μ為圓環(huán)配合面摩擦系數(shù)；

T為驅(qū)動軸軸向鎖緊力矩（N·m）；

T0為發(fā)動機輸出扭矩（N·m）；

Ti為驅(qū)動軸輸出力矩（N·m）；

F為緊固螺母軸向鎖緊力（N）；

f為單位面積最大靜摩擦力（N）；

M為配合端面最大靜摩擦轉(zhuǎn)矩（N·m）。

如表3所示，根據(jù)起步異響車型的設(shè)計參數(shù)值，計算得出配合端面最大靜摩擦轉(zhuǎn)矩為M=220 N·m，變速箱在一擋起步時輸出轉(zhuǎn)矩為T1=1 275 N·m，變速箱在倒擋時起步時輸出轉(zhuǎn)矩為TR=1 216 N·m。

表3 起步異響車型設(shè)計參數(shù)表

由此可知，起步與倒車工況下變速箱輸出扭矩遠(yuǎn)大于配合端面間的靜摩擦轉(zhuǎn)矩，輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面存在相對滑動，產(chǎn)生粘滑摩擦異響。

4 粘滑摩擦過程建模分析

如圖8所示，為了研究的直觀便利，粘滑摩擦模型可簡化為彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)物理模型，彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)在固定速度運動的粗糙面上進(jìn)行周期性往復(fù)振動，定義摩擦表面類型為干摩擦，摩擦力與摩擦面積無關(guān)，與法向載荷成正比，與運動方向相反，而與運動速度的幅值無關(guān)。即滿足庫倫摩擦特性。

圖8 粘滑摩擦物理模型示意圖

根據(jù)此彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)物理模型，質(zhì)量塊摩擦運動可分為兩類：

（1）粘性摩擦運動：在特定的時間間隔內(nèi)，質(zhì)量塊和底面保持相同運動速度，摩擦力來源于接觸面間流體潤滑層的粘性行為，與速度成比例關(guān)系，并且速度為零時，其值也為零。

（2）滑動摩擦運動：質(zhì)量塊和底面產(chǎn)生相對滑動，摩擦力是速度的函數(shù)，在相對滑動速度較低的范圍內(nèi)，相對速度的增加，摩擦力反而下降。

質(zhì)量塊在底面的位置用x(t)表示，則質(zhì)量塊滑動摩擦運動方程為：

式中：

m為質(zhì)量塊質(zhì)量；

K為彈簧勁度系數(shù)；

x(t)為質(zhì)量塊位置；

f(t)為質(zhì)量塊所受摩擦力。

當(dāng)質(zhì)量塊摩擦運動為滑動摩擦?xí)r，摩擦力與接觸面相對滑動速度相關(guān)，則質(zhì)量塊滑動摩擦運動方程為：

式中：

g為重力加速度；

ms為摩擦系數(shù)；

v(t為基面運動速度。

當(dāng)質(zhì)量塊摩擦運動為粘性摩擦?xí)r，質(zhì)量塊和底面保持相同運動速度，即v(t)=(t)，則質(zhì)量塊滑動摩擦運動方程為：

因f(t)幅值不超過最大靜摩擦力fmax，底面運動速度為恒定常數(shù)，即是：

如圖9所示，彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)在粘性-滑動摩擦階段進(jìn)行周期性往復(fù)振動。在粘性摩擦階段，質(zhì)量塊和底面保持相同運動速度，當(dāng)且僅當(dāng)質(zhì)量塊位置滿足x(t)=msmg/K時，粘性摩擦階段結(jié)束。在粘性摩擦階段，摩擦力與彈簧力成正比，最大可達(dá)fmax當(dāng)彈簧力達(dá)到fmax后，彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)由粘性摩擦階段轉(zhuǎn)化為滑動摩擦階段，滑動摩擦階段彈簧力等于滑動摩擦力fmax，當(dāng)彈性力小于fmax后，系統(tǒng)又轉(zhuǎn)化為進(jìn)入粘性摩擦階段。

圖9 摩擦力與速度關(guān)曲線

通過對彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)物理模型的粘滑摩擦運動分析可知，粘滑摩擦運動與摩擦系數(shù)、質(zhì)量塊重量（即法向載荷力）、彈簧勁度系數(shù)K（即表面彈性）等密切相關(guān)。從質(zhì)量塊粘滑摩擦運動方程中可以得出各參數(shù)對粘滑摩擦力的影響：

（1）彈簧勁度系數(shù)K越大，發(fā)生粘滑振動時，質(zhì)量塊振幅越小；

（2）摩擦系數(shù)ms，質(zhì)量塊重量m越小，發(fā)生粘滑振動時，質(zhì)量塊振幅越小。

5 優(yōu)化方案驗證分析

根據(jù)彈簧-質(zhì)量塊系統(tǒng)物理模型分析得出粘滑摩擦運動與接觸間摩擦系數(shù)有關(guān)。摩擦系數(shù)減小可使相對摩擦位移，避免異響。

如圖10所示，在輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面間增加一種有減摩劑涂層的圓環(huán)墊圈，以達(dá)到減小配合面間摩擦系數(shù)，消除摩擦異響的目的。

圖10 減摩劑圓環(huán)墊圈

在輪轂軸承與傳動軸配合端面間增加涂有減摩劑圓環(huán)墊圈后，進(jìn)行主觀路試評價，起步異響消失，使用LMS聲振采集設(shè)備進(jìn)行客觀測試。

如圖11 所示，原車狀態(tài)下，起步過程中駕駛員左耳處聲壓級與轉(zhuǎn)向節(jié)處振動加速度出現(xiàn)同步突變峰值現(xiàn)象，即起步出現(xiàn)粘滑摩擦異響。但是在輪轂軸承與傳動軸配合端面間增加涂有減摩劑圓環(huán)墊圈后，起步過程中駕駛員左耳處聲壓級與轉(zhuǎn)向節(jié)處振動加速度突變峰值現(xiàn)象消失，即起步粘滑摩擦異響消失。

圖11 加墊圈后聲振測試數(shù)據(jù)對比

6 起步異響關(guān)鍵影響因素控制

從前文粘滑摩擦過程建模分析可知配合端面的設(shè)計參數(shù)，如法向載荷，摩擦系數(shù)等對粘滑摩擦影響較大。因此，對于該粘滑摩擦異響預(yù)防控制可從以下五個方面考慮：

（1）適當(dāng)減小法向載荷或摩擦系數(shù)使配合面不發(fā)生粘滑摩擦異響。

（2）適當(dāng)增加花鍵抗彎剛度，減小相對摩擦位移，避免異響。

（3）減小花鍵配合間隙，避免端面相對摩擦位移，消除粘滑異響。

（4）設(shè)計時使用端面花鍵代替軸花鍵的配合方式，徹底避免粘滑異響產(chǎn)生條件，消除異響。

（5）利用聲學(xué)包手段提升整車的吸隔聲性能，在傳遞路徑上阻隔異響。

結(jié)合異響優(yōu)化效果、方案成本、方案可實施性以及耐久可靠性等方面綜合考慮，使用減摩劑圓環(huán)墊圈的方案最為實用有效。

7 結(jié)語

隨著汽車戰(zhàn)略布局不斷進(jìn)化，汽車研發(fā)規(guī)劃重心已從傳統(tǒng)燃油轉(zhuǎn)移到混合動力及純電新能源方向。相比于傳統(tǒng)燃油車，新能源汽車的輸出扭矩更大，在起步過程中，扭矩沖擊產(chǎn)生的粘滑摩擦異響的風(fēng)險也將更大。同時傳統(tǒng)汽車的發(fā)動機為最大的噪聲源，使一部分異響問題不易被用戶識別；然而，純電新能源汽車取消了發(fā)動機這個最大的噪聲源，使得異響更容易被客戶所感知。本文通過研究得出以下結(jié)論：

（1）針對車輛前進(jìn)、倒車過程中，前底盤“咔嗒”異響進(jìn)行主觀評價及客觀分析，最終解析出異響由輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面粘滑摩擦導(dǎo)致。

（2）通過建立粘滑摩擦模型物理模型，分析法向載荷、摩擦系數(shù)等關(guān)鍵因素對粘滑摩擦過程影響。

（3）利用一種雙面涂抹減摩劑圓環(huán)墊圈，裝配在輪轂軸承與驅(qū)動軸配合端面間，改變原始狀態(tài)下的摩擦特性，有效抑制粘滑摩擦現(xiàn)象的產(chǎn)生，解決了車輛前進(jìn)、倒車過程中的異響問題。

（4）針對端面粘滑摩擦異響問題，提出了多種控制措施，在新車型設(shè)計開發(fā)早期，此對此類問題預(yù)防控制具有重要工程指導(dǎo)意義。