顫振的成因分析與解決對策*

張紅星,婁岳海,祝勇仁

(浙江機電職業技術學院 智能制造學院,浙江 杭州 310053)

0 引 言

離合器是汽車傳動系中的重要部件,有摩擦式離合器、液力耦合器、電磁離合器等幾種。其中,摩擦式離合器可分為濕式和干式兩種。干式離合器總成具有傳遞效率高、壓盤壓緊力穩定、操縱力小等優點,在汽車領域已經得到了廣泛的應用。

離合器的基本功用為:傳遞和切斷發動機動力、保證汽車平穩起步以及變速器的順利換檔、防止傳動系各零件因過載而損壞[1]。當汽車起步或換檔時,會產生顫振。顫振是離合器接合過程中，從動盤和飛輪、從動盤和壓盤在滑磨時產生的振動,直接破壞了其接合過程的平順性,降低了駕駛員和乘客的乘坐舒適性;同時加劇了離合器摩擦面之間的磨損,易引起離合器的早期失效[2-3]。

隨著汽車工業的發展,對駕乘舒適性的要求越來越高,由此產生的離合器顫振問題,必須引起十分的重視。為此,國內外學者對汽車離合器接合過程的顫振機理、影響因素作了大量研究。

唐鵬等人[4]利用了有限元模擬技術與統計回歸技術,基于復特征值分析和試驗設計技術,對離合器接合過程中的摩擦顫振問題進行了研究,重點探討了摩擦片參數、摩擦片彈性模量和飛輪厚度對離合器接合顫振行為的影響。陳權瑞等人[5]建立了包含摩擦式離合器的汽車傳動系非線性動力學模型,通過實車測試驗證了所建立模型的正確性,并分析了離合器從動盤性能參數對車輛起步抖動和聳車兩種振動行為的影響。

很大一部分的研究均集中在摩擦引起的顫振分析方面,如摩擦片形貌[6-8]、摩擦系數[9,10]、熱變形[11]及壓緊力[12,13]等影響因素,通過改變離合器設計參數[14]、從動盤結構參數[15],采用了仿真優化、實驗驗證等方法,改善了離合器的滑磨顫振。

綜上可知,上述學者們基本上只分析了由摩擦誘發的顫振,很少涉及到由壓力誘發的顫振。

胡宏偉等人[2]535-536通過建立4自由度傳動系統動力學模型,通過仿真表明,正壓力波動會造成離合器接合過程中的抖動加劇;但筆者沒有對正壓力波動產生機理進行分析。YANG Li-kun等人[16]通過建立多自由度動力學模型,研究了發動機激勵等于或接近傳動系統固有頻率時,對離合器顫振的影響比較明顯,但沒有分析其他的外部激勵。

鑒于上述情況,筆者在自誘發振動模型和受力振動模型基礎上,分析汽車產生自誘發顫振和壓力誘發顫振的條件、機理,通過對汽車顫振進行實際測試和仿真,討論各種因素對汽車顫振的影響,對如何降低汽車顫振提出具體對策,以提高汽車的駕駛、乘坐舒適性。

1 顫振產生的原因和表征

離合器滑磨時產生周期性的扭矩變化會引起顫振,其固有頻率范圍類似于與離合器動態分離的傳動系統的固有頻率。據驗證,轎車傳動系統的第一固有頻率在8 Hz～12 Hz之間,其發動機的轉速大約在480 r/min～720 r/min[3]45。

驅動輪把傳動系統的旋轉振動轉變為汽車的縱向振動,縱向振動通過操作機構和駕駛員座位轉變為顫振,如圖1所示。

圖1 顫振產生的原因和表征

駕駛員感覺到不舒適的振動也與噪聲有關系。在共振頻率范圍,即使很小的激振也足以引起傳動系統強烈的振動。

2 顫振類型的物理分析

顫振將以兩種不同的類型出現:自誘發顫振(摩擦振動)和壓力誘發顫振。

2.1 自誘發顫振(摩擦振動)

自誘發顫振是由于摩擦系數隨滑動速度變化而引起的。筆者用一個假想模型來表示自誘發顫振,如圖2所示。

圖2 自誘發振動模型

圖2中,一物體放置在皮帶上,物體和皮帶之間存在著摩擦。當皮帶開始運動時,由于靜摩擦力的作用，它帶著物體一起運動,拉長彈簧;當彈簧達到一定的伸長量,彈簧力和靜摩擦力達到平衡,物體保持靜止。物體和運轉著的皮帶存在一個相對運動,如果其動摩擦系數變得比靜摩擦系數小,摩擦力突然變小,彈簧把物體拉回，直到再次靜止,然后物體再次被向前拉動。這個過程循環往復,物體就產生了振動。

因此,振動只有在這種情況下才會產生:動摩擦系數小于靜摩擦系數,或者動摩擦系數隨著滑動速度的增加而減小,否則，會產生一個靜平衡。如果動摩擦系數隨著滑動速度的增加而減小,摩擦力起到了激勵的作用,因為抵抗彈簧力的摩擦力在滑動開始后減小,物體在彈簧力的作用下加速得更大。

筆者用特征值μ′來表示摩擦系數梯度,其定義為摩擦系數的增值和滑動速度的增值之比為:

μ′=dμ/dv

(1)

式中:μ—摩擦系數;v—滑動速度。

摩擦系數有3種可能性,如圖3所示。

圖3 摩擦系數曲線

圖3中:

(1)摩擦系數隨著滑動速度的增加而減小:在接觸過程中提供給了系統能量,即系統被激勵(這種情況已在前面探討過);

(2)摩擦系數與滑動速度無關:摩擦接觸呈中性,物體迅速保持平衡的穩定狀態;

(3)摩擦系數隨著滑動速度增加而增加:摩擦接觸呈抑制狀態,回程中隨著滑動速度的增加，摩擦力也增加,使物體制動,能量從系統中提取(這種情況物體同樣保持平衡的穩定狀態)。

2.2 壓力誘發顫振

壓力誘發顫振是由外部周期性激勵的脈沖源所引發的結果。

皮帶模型能用于理解其激勵機制,如圖4所示。

圖4 受力振動模型

圖4中,一個周期性變化的正壓力作用在物體上,現在，彈簧力同樣由于物體和皮帶之間的摩擦力變化而變化,物體在皮帶上處于一種平衡狀態,物體以激勵的頻率在皮帶上振動。如果激勵頻率和物體-彈簧系統的固有頻率一致,將導致共振并增大物體振幅。

當然,壓力誘發的顫振也能在中性的摩擦系數狀態中產生,因為它由外部調諧力所激勵。摩擦系數隨滑動速度增大而增大的阻尼效應自然而然又會出現,因為它會抵消在共振頻率附近振幅的增加。

3 汽車的顫振

3.1 顫振的測量和評價

汽車顫振可以通過測量和主觀評價來記錄。

客觀測量時,可在駕駛員邊上(例如座椅軌道上)安裝一個加速度傳感器,記錄下汽車的縱向振動,同時可測出變速箱輸入轉速和發動機轉速,如圖5所示。

圖5 變速箱輸入轉速和發動機轉速

該測量的優點是測量結果不依賴于駕駛員的感覺。然而,經驗豐富的駕駛員通過一套評價體系對汽車顫振進行主觀評價也是不可或缺的。例如,駕駛員能評價1級到10級的汽車顫振(10級是完全無顫振)。主觀評價反映了駕駛員對振動與噪聲的感覺,這種主觀感覺才跟客戶相關。

近年來,對車輛顫振評價變得越來越關鍵。當然主觀評價的結論必須基于基本的統計研究。汽車的加速度測量值和主觀評價有大致的相關性,但汽車獨立的、客觀可比較的顫振測量值和主觀感覺的確切關系,迄今為止還沒有完全解決。

3.2 自誘發顫振(摩擦片摩擦系數梯度顫振)

如前所述,自誘發振動發生在離合器接合滑磨過程中,滑動速度增加而摩擦系數減小時,此時摩擦系數梯度為負。

目前,摩擦片的摩擦系數梯度一般位于μ′=0～-0.015 s/m之間。

某離合器摩擦片的實際摩擦系數曲線,如圖6所示。

圖6 某一摩擦片摩擦系數曲線

雖然一些新研發的摩擦片已能實現正的摩擦系數梯度,但實際上有的“顫振-敏感”摩擦片在某些條件下也會減小摩擦系數,因此有激振的潛在可能性。目前生產的汽車都帶有傳動系阻尼。

顫振對應的摩擦系數梯度如圖7所示。

圖7 顫振對應的摩擦系數梯度

如果摩擦系數在相關的滑動速度范圍內急劇增大,產生的阻尼甚至能消除壓力誘發顫振。因此,擁有一個強的正摩擦系數梯度是必要的。但是即使在這種情況下,當油、油脂或水進入摩擦面時,這種關系也會突然逆轉[17]。

3.3 壓力誘發顫振

各部件和曲軸軸向振動的變化導致夾緊載荷周期性波動,進而導致扭矩周期性波動,其結果就是壓力誘發振動。

下列3種幾何量的變化會誘發顫振:①發動機絕對轉速;②離合器從動盤與壓盤的轉速差;③變速箱轉速。

(1)與發動機轉速相關的顫振。曲軸的軸向振動,或者膜片彈簧不垂直、離合器分離傾斜會引起顫振,如圖8所示。

圖8 離合器系統傳動時的幾何偏移

壓力激振的頻率源自發動機的絕對轉速。

若離合器最大可傳遞扭矩為Mmax=500 Nm,離合器分離軸承行程偏移Δs=0.01 mm時,扭矩變化約為1 Nm,如圖9所示。

圖9 離合器傳扭/分離軸承行程關系曲線

壓盤行程的偏移對扭矩的影響更大,如圖10所示。

圖10 離合器傳扭/壓盤行程關系曲線

幾何偏移相同時,顫振隨可傳遞扭矩的增加而增加。通常機動車輛功率越大,產生顫振的危險也越大。

與發動機轉速相關的顫振會在車輛整個起步過程中發生,如圖11所示。

圖11 顫振與發動機轉速關系(測量數據)

(2)與離合器轉速差相關的顫振。它是由離合器壓盤的平行度偏差、離合器從動盤的偏移以及曲軸和變速器輸入軸之間的角位移引起的(圖8)。

只有當離合器從動盤與壓盤的轉速差在共振范圍內,離合器接合時才會產生顫振,如圖12所示。

圖12 顫振與轉速差關系(測量數據)

(3)與變速箱轉速相關的顫振。只有伴隨著發動機和變速箱兩者的轉速差才會發生,它是所有3種壓力誘發顫振形式中最無害的,因為共振范圍只有在非常低的轉速差下,在離合器完全接合前不久才會產生。

顫振與變速箱轉速關系(仿真)如圖13所示。

圖13 顫振與變速箱轉速關系(仿真)

偏差通常在靜態分布中(有時非常窄)確定的公差范圍內變動,并相互影響。因此,壓力誘發顫振首先被看作是一個靜態問題,但兩個可能的極端情況應該注意:

(1)所有部件與理想值的偏差都很小,然而,偏差的效果碰巧會放大并產生強烈的顫振;(2)有些偏差在公差邊界上,雖然效果碰巧增加了,但并沒有產生顫振。

3.4 傳動系阻尼的影響

傳動系中的高阻尼對壓力誘發顫振可以降低顫振振幅。至于摩擦片的顫振,如果阻尼值大于摩擦片的激勵,傳動系高阻尼幾乎可以完全消除顫振。

不同傳動系阻尼下的顫振結果(仿真)如圖14所示。

圖14 基于μ'=-0.010 s/m摩擦片不同傳動系阻尼下的顫振結果(仿真)

目前,汽車的傳動系阻尼D一般在0.05 Nms～0.10 Nms之間,它在很大程度上是由整個傳動系中的摩擦(變速箱、軸承、密封等)決定的。由于汽車設計的總趨勢是提高效率、降低油耗,傳動系中的阻尼越來越小,顫振敏感度也就提高了。

在系統顫振激勵相同時,兩輛類型相同而生產年份、型號不同的車輛的顫振等級和縱向振動,如圖15所示。

圖15 同類汽車新老型號比較

由圖15可知:在相同的顫振激勵下,顫振等級和實測縱向振動明顯退化,表明顫振敏感度增加了。這種關系在新車型的設計規范中考慮到,特別是,必須在早期對汽車及其傳動系進行全面設計時找到最佳解決方案,因為后期對離合器進行綜合優化,在技術上和經濟上都無法得到合適的結果。

4 對策及局限性

4.1 摩擦系數

當摩擦系數的增長曲線在滑動速度之上時,摩擦片具有阻尼特性。然而,大量生產的摩擦片在整個溫度范圍內沒有顯示出這種性能。如果摩擦系數梯度在相應的滑動速度范圍內呈明顯正增長的曲線,則可以完全避免摩擦顫振。如果能成功開發出這種摩擦片,則由壓力誘發顫振也可以減少。因此,應推進開發具有有限正摩擦系數梯度的干式摩擦片。

4.2 產品公差

隨著產品公差的進一步限制,只有幾何部件誤差引起的振動將減少。但這種方法使生產過程更加昂貴,因為影響顫振的多個公差必須大大減小，以獲得所需的結果。而且這些措施只能減少顫振而不能防止它,只要使用一片帶顫振敏感品質的摩擦片。

現在的離合器壓盤通常有一個0.1 mm的平面度要求,且在特定的圓周內測量,要減少這個值意味著需額外增加相當大的生產費用,例如需要進行表面磨削。

4.3 波形片撓度

離合器從動盤中波形片撓度的較軟特性曲線，導致在接觸元件產生幾何偏差時，夾緊力和傳遞扭矩有較小的偏差,如圖16所示。

圖16 摩擦片彈性曲線

因此,可以用這種方式對給定的幾何偏差減少產生的顫振激勵。筆者注意到幾何關系和最終增加的夾緊力,故只能在某些場合實現較軟的特征曲線,同時必須考慮到對其他系統關系的影響。

4.4 傳動系阻尼

傳動系的高阻尼可以完全消除摩擦片顫振,同時減少壓力誘發顫振。但如使用較高黏度的變速箱潤滑油卻無法有效地增加阻尼。

由于顫振只發生在離合器滑磨階段,因此,可以考慮集成一個可開關振動阻尼器,如可以設想一個電子控制的渦流制動器。然而,由于整車規范要求(安裝、重量、成本等),使得開發工作難以開展。

4.5 裝配對策

在裝配方面,可以有效地減少壓力誘發顫振。所有在公差范圍內使零部件產生預緊和變形措施都是有益的。實踐證明,在不加載狀態下,擰緊壓盤可以改善離合器系統中的幾何偏差。

5 結束語

針對汽車顫振的成因以及影響因素的研究,筆者建立了顫振物理模型,然后進行了實測和仿真。

研究結論如下:

(1)顫振只發生在離合器滑磨階段,分為兩種類型:①由摩擦系數引起的自誘發摩擦片顫振;②由部件和軸向振動變化引起的壓力誘發顫振;

(2)以現在的技術,采取以下措施,可在不增加額外新零部件的情況下獲得顫振非敏感離合器,以減少汽車顫振:①采用增大摩擦系數梯度的摩擦片;②內置一個柔軟的波形片;③合理限制產品公差;④裝配中預緊。

在下一步的研究中,筆者將綜合考慮由發動機、傳動系統和傳動軸、輪軸懸掛和汽車布局等因素對汽車顫振的影響,從而進一步消除汽車顫振,提高汽車的駕乘舒適性。