顫振的成因分析與解決對策*

張紅星,婁岳海,祝勇仁

(浙江機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 智能制造學(xué)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(wěn)定、操縱力小等優(yōu)點,在汽車領(lǐng)域已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。

離合器的基本功用為:傳遞和切斷發(fā)動機(jī)動力、保證汽車平穩(wěn)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(dāng)汽車起步或換檔時,會產(chǎn)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(chǎn)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(yè)的發(fā)展,對駕乘舒適性的要求越來越高,由此產(chǎn)生的離合器顫振問題,必須引起十分的重視。為此,國內(nèi)外學(xué)者對汽車離合器接合過程的顫振機(jī)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(shù)與統(tǒng)計回歸技術(shù),基于復(fù)特征值分析和試驗設(shè)計技術(shù),對離合器接合過程中的摩擦顫振問題進(jìn)行了研究,重點探討了摩擦片參數(shù)、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(quán)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(xué)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(shù)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(shù)[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(shè)計參數(shù)[14]、從動盤結(jié)構(gòu)參數(shù)[15],采用了仿真優(yōu)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(xué)者們基本上只分析了由摩擦誘發(fā)的顫振,很少涉及到由壓力誘發(fā)的顫振。

胡宏偉等人[2]535-536通過建立4自由度傳動系統(tǒng)動力學(xué)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(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析。YANG Li-kun等人[16]通過建立多自由度動力學(xué)模型,研究了發(fā)動機(jī)激勵等于或接近傳動系統(tǒng)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(fā)振動模型和受力振動模型基礎(chǔ)上,分析汽車產(chǎn)生自誘發(fā)顫振和壓力誘發(fā)顫振的條件、機(jī)理,通過對汽車顫振進(jìn)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(chǎn)生的原因和表征

離合器滑磨時產(chǎn)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(tài)分離的傳動系統(tǒng)的固有頻率。據(jù)驗證,轎車傳動系統(tǒng)的第一固有頻率在8 Hz～12 Hz之間,其發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速大約在480 r/min～720 r/min[3]45。

驅(qū)動輪把傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)振動轉(zhuǎn)變?yōu)槠嚨目v向振動,縱向振動通過操作機(jī)構(gòu)和駕駛員座位轉(zhuǎn)變?yōu)轭澱?如圖1所示。

圖1 顫振產(chǎn)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(guān)系。在共振頻率范圍,即使很小的激振也足以引起傳動系統(tǒng)強(qiáng)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(xiàn):自誘發(fā)顫振(摩擦振動)和壓力誘發(fā)顫振。

2.1 自誘發(fā)顫振(摩擦振動)

自誘發(fā)顫振是由于摩擦系數(shù)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(fā)顫振,如圖2所示。

圖2 自誘發(fā)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(dāng)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(dāng)彈簧達(dá)到一定的伸長量,彈簧力和靜摩擦力達(dá)到平衡,物體保持靜止。物體和運轉(zhuǎn)著的皮帶存在一個相對運動,如果其動摩擦系數(shù)變得比靜摩擦系數(shù)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(huán)往復(fù),物體就產(chǎn)生了振動。

因此,振動只有在這種情況下才會產(chǎn)生:動摩擦系數(shù)小于靜摩擦系數(shù),或者動摩擦系數(shù)隨著滑動速度的增加而減小,否則，會產(chǎn)生一個靜平衡。如果動摩擦系數(shù)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(shù)梯度,其定義為摩擦系數(shù)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(shù);v—滑動速度。

摩擦系數(shù)有3種可能性,如圖3所示。

圖3 摩擦系數(shù)曲線

圖3中:

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

(2)摩擦系數(shù)與滑動速度無關(guān):摩擦接觸呈中性,物體迅速保持平衡的穩(wěn)定狀態(tài);

(3)摩擦系數(shù)隨著滑動速度增加而增加:摩擦接觸呈抑制狀態(tài),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(tǒng)中提取(這種情況物體同樣保持平衡的穩(wěn)定狀態(tài))。

2.2 壓力誘發(fā)顫振

壓力誘發(fā)顫振是由外部周期性激勵的脈沖源所引發(fā)的結(jié)果。

皮帶模型能用于理解其激勵機(jī)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(xiàn)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(tài),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(tǒng)的固有頻率一致,將導(dǎo)致共振并增大物體振幅。

當(dāng)然,壓力誘發(fā)的顫振也能在中性的摩擦系數(shù)狀態(tài)中產(chǎn)生,因為它由外部調(diào)諧力所激勵。摩擦系數(shù)隨滑動速度增大而增大的阻尼效應(yīng)自然而然又會出現(xiàn),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(zhuǎn)速和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速,如圖5所示。

圖5 變速箱輸入轉(zhuǎn)速和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速

該測量的優(yōu)點是測量結(jié)果不依賴于駕駛員的感覺。然而,經(jīng)驗豐富的駕駛員通過一套評價體系對汽車顫振進(jìn)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(guān)。

近年來,對車輛顫振評價變得越來越關(guān)鍵。當(dāng)然主觀評價的結(jié)論必須基于基本的統(tǒng)計研究。汽車的加速度測量值和主觀評價有大致的相關(guān)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(guān)系,迄今為止還沒有完全解決。

3.2 自誘發(fā)顫振(摩擦片摩擦系數(shù)梯度顫振)

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

目前,摩擦片的摩擦系數(shù)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(shù)曲線,如圖6所示。

圖6 某一摩擦片摩擦系數(shù)曲線

雖然一些新研發(fā)的摩擦片已能實現(xiàn)正的摩擦系數(shù)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(shù),因此有激振的潛在可能性。目前生產(chǎn)的汽車都帶有傳動系阻尼。

顫振對應(yīng)的摩擦系數(shù)梯度如圖7所示。

圖7 顫振對應(yīng)的摩擦系數(shù)梯度

如果摩擦系數(shù)在相關(guān)的滑動速度范圍內(nèi)急劇增大,產(chǎn)生的阻尼甚至能消除壓力誘發(fā)顫振。因此,擁有一個強(qiáng)的正摩擦系數(shù)梯度是必要的。但是即使在這種情況下,當(dāng)油、油脂或水進(jìn)入摩擦面時,這種關(guān)系也會突然逆轉(zhuǎn)[17]。

3.3 壓力誘發(fā)顫振

各部件和曲軸軸向振動的變化導(dǎo)致夾緊載荷周期性波動,進(jìn)而導(dǎo)致扭矩周期性波動,其結(jié)果就是壓力誘發(fā)振動。

下列3種幾何量的變化會誘發(fā)顫振:①發(fā)動機(jī)絕對轉(zhuǎn)速;②離合器從動盤與壓盤的轉(zhuǎn)速差;③變速箱轉(zhuǎn)速。

(1)與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)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(tǒng)傳動時的幾何偏移

壓力激振的頻率源自發(fā)動機(jī)的絕對轉(zhuǎn)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(guān)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(guān)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(jī)動車輛功率越大,產(chǎn)生顫振的危險也越大。

與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)的顫振會在車輛整個起步過程中發(fā)生,如圖11所示。

圖11 顫振與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系(測量數(shù)據(jù))

(2)與離合器轉(zhuǎn)速差相關(guān)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(dāng)離合器從動盤與壓盤的轉(zhuǎn)速差在共振范圍內(nèi),離合器接合時才會產(chǎn)生顫振,如圖12所示。

圖12 顫振與轉(zhuǎn)速差關(guān)系(測量數(shù)據(jù))

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

顫振與變速箱轉(zhuǎn)速關(guān)系(仿真)如圖13所示。

圖13 顫振與變速箱轉(zhuǎn)速關(guān)系(仿真)

偏差通常在靜態(tài)分布中(有時非常窄)確定的公差范圍內(nèi)變動,并相互影響。因此,壓力誘發(fā)顫振首先被看作是一個靜態(tài)問題,但兩個可能的極端情況應(yīng)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(chǎn)生強(qiáng)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(chǎn)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(fā)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(jié)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(jié)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(shè)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(tǒng)顫振激勵相同時,兩輛類型相同而生產(chǎn)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(guān)系在新車型的設(shè)計規(guī)范中考慮到,特別是,必須在早期對汽車及其傳動系進(jìn)行全面設(shè)計時找到最佳解決方案,因為后期對離合器進(jìn)行綜合優(yōu)化,在技術(shù)上和經(jīng)濟(jì)上都無法得到合適的結(jié)果。

4 對策及局限性

4.1 摩擦系數(shù)

當(dāng)摩擦系數(shù)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(chǎn)的摩擦片在整個溫度范圍內(nèi)沒有顯示出這種性能。如果摩擦系數(shù)梯度在相應(yīng)的滑動速度范圍內(nèi)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(fā)出這種摩擦片,則由壓力誘發(fā)顫振也可以減少。因此,應(yīng)推進(jìn)開發(fā)具有有限正摩擦系數(shù)梯度的干式摩擦片。

4.2 產(chǎn)品公差

隨著產(chǎn)品公差的進(jìn)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(chǎn)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(jié)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(zhì)的摩擦片。

現(xiàn)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(nèi)測量,要減少這個值意味著需額外增加相當(dāng)大的生產(chǎn)費用,例如需要進(jìn)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(dǎo)致在接觸元件產(chǎn)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(chǎn)生的顫振激勵。筆者注意到幾何關(guān)系和最終增加的夾緊力,故只能在某些場合實現(xiàn)較軟的特征曲線,同時必須考慮到對其他系統(tǒng)關(guān)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(fā)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(fā)生在離合器滑磨階段,因此,可以考慮集成一個可開關(guān)振動阻尼器,如可以設(shè)想一個電子控制的渦流制動器。然而,由于整車規(guī)范要求(安裝、重量、成本等),使得開發(fā)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(fā)顫振。所有在公差范圍內(nèi)使零部件產(chǎn)生預(yù)緊和變形措施都是有益的。實踐證明,在不加載狀態(tài)下,擰緊壓盤可以改善離合器系統(tǒng)中的幾何偏差。

5 結(jié)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(jìn)行了實測和仿真。

研究結(jié)論如下:

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

(2)以現(xiàn)在的技術(shù),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(shù)梯度的摩擦片;②內(nèi)置一個柔軟的波形片;③合理限制產(chǎn)品公差;④裝配中預(yù)緊。

在下一步的研究中,筆者將綜合考慮由發(fā)動機(jī)、傳動系統(tǒng)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(jìn)一步消除汽車顫振,提高汽車的駕乘舒適性。