汽車干式離合器滑磨噪聲的影響規(guī)律分析*

龔雨兵 張德峰 周杰 葛文成

（桂林電子科技大學(xué)，桂林 541004）

1 前言

干式離合器總成具有傳遞效率高、壓盤(pán)壓緊力穩(wěn)定、操縱力小等優(yōu)點(diǎn)，在汽車上得到廣泛應(yīng)用[1]。當(dāng)離合器總成接合時(shí)，在膜片彈簧壓緊力作用下，離合器總成通過(guò)從動(dòng)盤(pán)摩擦片上的摩擦扭矩帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)總成和變速器輸入軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)以傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力。在實(shí)際使用中，某些離合器總成在接合過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生滑磨噪聲，該噪聲的出現(xiàn)，嚴(yán)重影響乘車舒適性，增加維修成本。該噪聲屬于摩擦引起的振動(dòng)和噪聲，國(guó)內(nèi)外學(xué)者利用解析法、數(shù)值分析法及試驗(yàn)法等研究方法對(duì)摩擦引起的振動(dòng)噪聲進(jìn)行了大量研究。一般認(rèn)為，摩擦面形貌[2-3]、摩擦面實(shí)際接觸傾角[4-6]、摩擦因數(shù)[7-11]、摩擦面凸起[12]及壓緊力[13]等對(duì)摩擦噪聲的產(chǎn)生有重要影響。但現(xiàn)有研究主要是針對(duì)制動(dòng)器中的制動(dòng)尖叫，關(guān)于離合器總成中滑磨噪聲的研究很少。本文以離合器總成的滑磨噪聲為研究對(duì)象，以是否發(fā)生滑磨噪聲為指標(biāo)，通過(guò)復(fù)特征值分析方法，分析了摩擦因數(shù)、壓緊力、摩擦片表面凸起、壓盤(pán)溫升及熱變形等關(guān)鍵因素對(duì)離合器總成滑磨噪聲產(chǎn)生的影響，并與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。

2 滑磨噪聲數(shù)值分析方法

2.1 復(fù)模態(tài)理論

近年來(lái)，基于復(fù)模態(tài)理論的復(fù)特征值分析方法已經(jīng)成為摩擦噪聲領(lǐng)域的主流分析方法[[88,,1144]]。在工業(yè)應(yīng)用中，復(fù)特征值分析方法成為唯一的可用方法[[1155]]。汽車干式摩擦離合器總成動(dòng)力學(xué)方程可以表示為：

式中，M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；F為壓盤(pán)和飛輪與從動(dòng)盤(pán)摩擦片之間的摩擦力矩陣；x為位移向量；x?為速度向量；x?為加速度向量。

式（1）中，質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣等都為對(duì)稱矩陣。考慮摩擦力的作用，改寫(xiě)式(1)為：

式（1）中對(duì)稱的剛度矩陣K變?yōu)槭剑?）中非對(duì)稱矩陣Kf。式（2）在實(shí)空間里無(wú)法解耦，必須采用復(fù)模態(tài)分析方法。復(fù)模態(tài)分析方法有兩種途徑，分別是狀態(tài)空間法和拉氏變換法。拉氏變換法在復(fù)域（或S域）中進(jìn)行求解。在復(fù)域中，式（2）特征值可表示為：

式中，σ為特征值實(shí)部；ω為特征值虛部。

如果復(fù)模態(tài)的特征值具有非正實(shí)部，則該階模態(tài)穩(wěn)定。反之，如果復(fù)模態(tài)的特征值具有正實(shí)部，則該階模態(tài)不穩(wěn)定[[77--1111]]，從而可能激發(fā)噪聲，相應(yīng)的虛部即為發(fā)生振動(dòng)噪聲的頻率。因此，復(fù)特征值方法可以判斷噪聲發(fā)生趨勢(shì)和特有噪聲頻率。

2.2 分析流程與方法

針對(duì)離合器總成的復(fù)特征值分析方法，首先對(duì)離合器總成有限元模型進(jìn)行非線性靜力學(xué)分析，仿真離合器總成工作時(shí)的真實(shí)接觸狀態(tài)，忽略阻尼矩陣C并將壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片之間的摩擦力作為外力引入到振動(dòng)微分方程（1），使原本對(duì)稱的剛度矩陣K變成非對(duì)稱矩陣。其次，利用線性攝動(dòng)法，對(duì)引入摩擦后具有非對(duì)稱剛度矩陣的有限元模型進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，根據(jù)得到的復(fù)特征值實(shí)部的正負(fù)來(lái)判斷系統(tǒng)是否穩(wěn)定。由于在分析中忽略了材料阻尼的影響，分析結(jié)果存在過(guò)預(yù)測(cè)，現(xiàn)有研究認(rèn)為阻尼比ζ≤-0.01的不穩(wěn)定模態(tài)才能發(fā)出滑磨噪聲[[77]]。由于各階不穩(wěn)定模態(tài)的阻尼比ζ符號(hào)總是與實(shí)部符號(hào)相反，其數(shù)值大小近似等于實(shí)部與虛部的比值，為便于觀察，將的不穩(wěn)定模態(tài)轉(zhuǎn)換成進(jìn)行表示。

2.3 有限元模型

以某公司Φ260離合器總成為原型建立有限元模型，重要部件材料參數(shù)如表1所示。為便于計(jì)算，對(duì)從動(dòng)盤(pán)內(nèi)花鍵部分進(jìn)行簡(jiǎn)化（花鍵齒部未進(jìn)行建模）。有限元整體模型中，單元總數(shù)為270 568，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為850 144。其中，壓盤(pán)零件有限元模型如圖1a所示，從動(dòng)盤(pán)總成有限元模型如圖1b所示。

表1 材料參數(shù)

根據(jù)離合器總成實(shí)際工作和約束情況，在壓盤(pán)齒頂施加壓緊力載荷；在壓盤(pán)孔位置施加位移約束，限制徑向位移；在從動(dòng)盤(pán)內(nèi)花鍵處施加位移約束，限制徑向位移和切向轉(zhuǎn)動(dòng)；在從動(dòng)盤(pán)摩擦片與飛輪接觸的外表面施加零位移約束（模擬飛輪）；在壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片之間建立摩擦接觸對(duì)，并生成內(nèi)部滑移運(yùn)動(dòng)，指定摩擦因數(shù)與轉(zhuǎn)速。

圖1 離合器有限元模型

3 結(jié)果分析

3.1 摩擦因數(shù)

在壓盤(pán)齒頂壓緊力為5 kN時(shí)，不同摩擦因數(shù)下的離合器總成不穩(wěn)定模態(tài)的實(shí)部（穩(wěn)定系數(shù)）和虛部（頻率）如圖2a所示。由圖2a可以看出，摩擦因數(shù)是影響滑磨噪聲產(chǎn)生的重要因素，隨著摩擦因數(shù)的增加，離合器總成不穩(wěn)定模態(tài)的數(shù)目也在增加。阻尼比的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)在摩擦因數(shù)為0.1、0.2、0.4、0.6時(shí)分別為0個(gè)、1個(gè)、2個(gè)、2個(gè)，并且實(shí)部隨著摩擦因數(shù)的增加而增大。這說(shuō)明隨著摩擦因數(shù)的增大，會(huì)增大滑磨噪聲發(fā)生的趨勢(shì)。以19階和20階模態(tài)為例，隨著摩擦因數(shù)的增加，19階頻率逐漸上升，20階頻率逐漸下降，兩者最終重合，發(fā)生模態(tài)耦合，如圖2b所示。這一影響規(guī)律與制動(dòng)器中摩擦因數(shù)對(duì)制動(dòng)尖叫的影響規(guī)律相似，反映出離合器總成的滑磨噪聲與制動(dòng)器的制動(dòng)尖叫在本質(zhì)上有一定相似性。

圖2 摩擦系數(shù)的影響

3.2 壓緊力

壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片之間的壓緊力是離合器總成的重要設(shè)計(jì)指標(biāo)。摩擦因數(shù)為0.4時(shí)，不同壓緊力載荷下的離合器總成不穩(wěn)定模態(tài)的實(shí)部和虛部如圖3所示。由圖3可以看出，壓緊力由1 kN增大到3 kN時(shí)，不穩(wěn)定模態(tài)的實(shí)部增加、虛部變化較小，|ζ|≥0.01的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由2個(gè)增加為3個(gè)。壓緊力由3 kN增大到6 kN時(shí)，不穩(wěn)定模態(tài)的實(shí)部增加、虛部變化較小，|ζ|≥0.01的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由3個(gè)減小為2個(gè)。即壓緊力上升時(shí)，會(huì)增大滑磨噪聲發(fā)生的概率，但當(dāng)壓緊力超過(guò)一定數(shù)值后，滑磨噪聲發(fā)生概率會(huì)降低。壓緊力與摩擦生熱特性、溫度場(chǎng)、位移場(chǎng)等相關(guān)，因此其影響規(guī)律表現(xiàn)形式較為復(fù)雜。

圖3 壓緊力對(duì)滑磨噪聲的影響

3.3 摩擦片表面凸起

由于加工工藝的影響，實(shí)際從動(dòng)盤(pán)摩擦片表面并不是理想的平面，其初始端面跳動(dòng)（SRO）是不可消除的幾何特征[[1166--1177]]。建立圖4所示的從動(dòng)盤(pán)摩擦片表面凸起模型來(lái)模擬實(shí)際存在的端面跳動(dòng)，在圓周方向上，從動(dòng)盤(pán)摩擦片的厚度符合正弦分布。在壓盤(pán)齒頂施加5 kN壓緊力載荷、摩擦因數(shù)為0.4時(shí)，從動(dòng)盤(pán)摩擦片表面在不同正弦凸起高度下的不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部和虛部如圖5所示。由圖5可知，凸起高度增加會(huì)使滑磨噪聲的頻率降低，減小復(fù)模態(tài)實(shí)部但不會(huì)減少不穩(wěn)定模態(tài)的個(gè)數(shù)；在理想平面下，離合器總成的滑磨噪聲更趨于高頻；在凸起存在的情況下，離合器總成的滑磨噪聲更趨于低頻。從動(dòng)盤(pán)摩擦片表面凸起，改變了接觸面上的接觸壓力分布，繼而改變溫度場(chǎng)、熱變形場(chǎng)分布，因而改變滑磨噪聲特性，其具體影響規(guī)律也會(huì)較為復(fù)雜。

圖4 摩擦片凸起示意圖

圖5 端面跳動(dòng)對(duì)滑磨噪聲的影響

3.4 壓盤(pán)溫升及熱變形

離合器總成在接合過(guò)程中，壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片相對(duì)滑動(dòng)摩擦，引起摩擦面溫度上升與壓盤(pán)熱變形，致使實(shí)際接觸面積可能遠(yuǎn)小于名義接觸面積，從而改變壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片的熱接觸特性。數(shù)值分析中，在接合階段，對(duì)壓盤(pán)摩擦面施加隨時(shí)間變化的熱流密度，模擬壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片之間因滑動(dòng)摩擦而產(chǎn)生的熱量[18]。根據(jù)離合器總成工作工況，壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片接合時(shí)間和分離時(shí)間分別為2.5 s和1 s，接合次數(shù)為5次、環(huán)境溫度為22℃。

圖6為壓盤(pán)在工作時(shí)的溫度場(chǎng)。圖7a、圖7b為壓盤(pán)熱變形前、后壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片的實(shí)際接觸狀態(tài)，分別有遠(yuǎn)離接觸（far）、接近接觸（near）、接觸滑移（slid?ing）和粘連（sticking）等不同接觸狀態(tài)。由圖6可以看出，在滑動(dòng)摩擦后壓盤(pán)溫度明顯上升，且外圈溫度明顯高于內(nèi)圈。由圖7a、圖7b可以看出，隨著壓盤(pán)溫度的上升，壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片實(shí)際接觸區(qū)域由整個(gè)壓盤(pán)面變?yōu)閮H在壓盤(pán)內(nèi)圈接觸，壓盤(pán)變形表現(xiàn)為“內(nèi)凸”，與實(shí)際情況相吻合。圖8為壓盤(pán)變形前、后對(duì)應(yīng)的不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部和虛部。由圖8可以看出，考慮壓盤(pán)熱變形后離合器總成不穩(wěn)定模態(tài)的實(shí)部與虛部都下降，且不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)也降低。其中，實(shí)部最大值由變形前的110降低到變形后的18，對(duì)應(yīng)虛部由變形前的2 357 Hz降低到變形后的 1 288 Hz，|ζ|≥0.01的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由壓盤(pán)變形前的2個(gè)減小為變形后的1個(gè)。說(shuō)明摩擦引起的壓盤(pán)“內(nèi)凸”變形會(huì)降低離合器總成滑磨噪聲頻率與強(qiáng)度，并減少滑磨噪聲發(fā)生趨勢(shì)。壓盤(pán)溫升及熱變形顯著改變了壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)摩擦片的接觸面積，繼而對(duì)摩擦熱接觸特性產(chǎn)生顯著影響，繼而影響滑磨噪聲。

圖6 壓盤(pán)溫度場(chǎng)

圖7 壓盤(pán)變形前、后接觸狀態(tài)

圖8 壓盤(pán)變形前、后對(duì)滑磨噪聲的影響

4 實(shí)車試驗(yàn)與對(duì)比

4.1 試驗(yàn)

在某汽車維修服務(wù)站對(duì)存在滑磨噪聲的車輛進(jìn)行實(shí)車噪聲數(shù)據(jù)采集，采用Φ260離合器總成。試車方法如下：

a.在水泥路面試車。掛1擋起步加油（轉(zhuǎn)速1 000 r/min左右），在行駛過(guò)程中換到其它高擋位（1 500-2 000 r/min）并加大油門(mén)加速行駛。

b.在泥濘路面試車（包括上坡）。掛1擋起步加油（轉(zhuǎn)速1 000 r/min左右），在行駛過(guò)程中換到其它高擋位（1 500-2 000 r/min）并加大油門(mén)加速行駛。

測(cè)試結(jié)果發(fā)現(xiàn)，故障車輛在半離合加速時(shí)出現(xiàn)滑磨噪聲，滑磨噪聲的產(chǎn)生存在明顯間歇性，與摩擦噪聲發(fā)生特性相符[14]。對(duì)噪聲進(jìn)行頻率采樣，得到3個(gè)主要的噪聲頻率，分別為494 Hz、634 Hz、1172 Hz（噪聲強(qiáng)度≥100 dB）如圖9所示。

故障車輛在第一次爬坡時(shí)（坡度約30°），半離合加速出現(xiàn)滑磨噪聲，但第二次和第三次爬坡都不再出現(xiàn)滑磨噪聲。對(duì)故障車離合器總成進(jìn)行返廠測(cè)試，各項(xiàng)性能參數(shù)均符合技術(shù)要求，從動(dòng)盤(pán)摩擦片的端面全跳動(dòng)為0.6 mm（<1 mm為合格）。

圖9 滑磨噪聲頻譜圖

4.2 對(duì)比

在壓盤(pán)齒頂壓緊力為5 000 N、摩擦因數(shù)為0.4，從動(dòng)盤(pán)摩擦片表面存在正弦凸起，凸起高度為0.3 mm(全跳動(dòng)0.6 mm)的情況下，采用復(fù)特征值分析法預(yù)測(cè)到2階不穩(wěn)定頻率分別為1 072 Hz、1 391 Hz（見(jiàn)圖5）。對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果的494 Hz、634 Hz、1 172 Hz，復(fù)特征值分析法比較準(zhǔn)確的預(yù)測(cè)到了噪聲發(fā)生強(qiáng)度較大的1 172 Hz（由于誤差的存在，預(yù)測(cè)頻率偏移為1 072 Hz），但同時(shí)漏掉了494 Hz、634 Hz，存在漏階現(xiàn)象[10,11,14]。試驗(yàn)中車輛在多次爬坡（持續(xù)滑磨）引起壓盤(pán)溫度上升后滑磨噪聲消失，該情況與復(fù)特征值法中壓盤(pán)溫度及熱變形對(duì)離合器總成滑磨噪聲的影響趨勢(shì)（見(jiàn)圖8）基本相符。

5 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)離合器總成的滑磨噪聲，采用復(fù)特征值分析方法分析了多種因素對(duì)滑磨噪聲的影響規(guī)律并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比。各影響因素在所選定的數(shù)值范圍內(nèi)，表現(xiàn)為：

a.較小的摩擦因數(shù)可以明顯減少滑磨噪聲。摩擦因數(shù)由0.1增加到0.4時(shí)，噪聲頻率由0個(gè)增大到2個(gè)。

b.壓緊力的初始增加會(huì)加劇滑磨噪聲，之后隨著壓緊力的增加滑磨噪聲會(huì)減小。壓緊力由1 kN增大到3 kN（|ζ|≥0.01）時(shí)的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由2個(gè)增加為3個(gè)。壓緊力由3 kN增大到6 kN（|ζ|≥0.01）時(shí)的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由3個(gè)減小為2個(gè)。

c.由摩擦片表面正弦凸起引起的滑磨噪聲多發(fā)生在低頻（<2 000 Hz）。

d.壓盤(pán)溫度升高及其內(nèi)凸變形可以減少滑磨噪聲發(fā)生趨勢(shì)。不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部最大值由變形前的110降低到變形后的18，對(duì)應(yīng)虛部由變形前的2 357 Hz降低到變形后的1 288 Hz，|ζ|≥0.01的不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)由變形前的2個(gè)減小為變形后的1個(gè)。

[1]林世裕.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計(jì)與制造[M].南京:東南大學(xué)出版社,1995:18-20.

[2]王東偉,莫繼良,王正國(guó),王曉翠,陳光雄,朱旻昊.溝槽織構(gòu)化表面影響摩擦振動(dòng)噪聲機(jī)理[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2013,23:112-116.

[3]Wang X C,Mo J L,Ouyang H J,et al.Squeal Noise of Friction Material with Groove-Textured Surface:an Experimental and Numerical Analysis[J].Journal of Tribology,2016,138(2):21401.

[4]Vayssière C,Baillet L,Linck V,et al.Influence of Contact Geometry and Third Body on Squeal Initiation:Experimentaland NumericalStudies:World Tribology CongressIII,2005[C].

[5]Lv H,Zhang L,Yua Z.Influence of Surface Run-out on Disc Brake Squeal[J].Journal of Vibroengineering,2013,15(2):520-531.

[6]呂紅明,張立軍,余卓平.接觸表面不平度對(duì)摩擦尖叫噪聲的影響[J].摩擦學(xué)學(xué)報(bào),2011,31(5):473-479.

[7]侯俊,過(guò)學(xué)迅.基于有限元方法的盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2008,08:50-52.

[8]陳光雄,戴煥云,曾京,周仲榮.踏面制動(dòng)尖叫噪聲的有限元分析[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2009,03:203-207.

[9]張光榮,謝敏松,黎軍,齊鋼,浦新宇.摩擦片偏磨引起的汽車制動(dòng)低鳴噪聲[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2013,09:81-86.

[10]陳康.盤(pán)式制動(dòng)嘯叫的實(shí)驗(yàn)研究與仿真分析[D].哈爾濱工業(yè)大學(xué),2014.

[11]韋健,孫躍東,王書(shū)文,周萍.基于ABAQUS的盤(pán)式制動(dòng)尖叫分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2016,06:151-154.

[12]Bonnay K,Magnier V,Brunel J F,et al.Influence of Geometry Imperfectionson SquealNoise Linked to Mode Lock-in[J].InternationalJournalofSolids and Structures,2015,75-76:99-108.

[13]Hetzler H,Willner K.On the Influence of Contact Tribology on Brake Squeal[J].Tribology International,2012,46(1):237-246.

[14]張立軍,刁坤,孟德建,龐明.摩擦引起的振動(dòng)和噪聲的研究現(xiàn)狀與展望[J].同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2013,05:765-772.

[15]CantoniC,CesariniR,Mastinu G,etal.Brake Comfort-a Review.Vehicle System Dynamics,2009,47(8):901-947.

[16]孟德建,張立軍,余卓平.初始端面跳動(dòng)對(duì)制動(dòng)器熱-機(jī)耦合特性的影響[J].同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2012,02:272-280.

[17]方向東.離合器從動(dòng)盤(pán)總成端面跳動(dòng)校正工藝的研究[J].湖北農(nóng)機(jī)化,2015,06:60-61.

[18]邢預(yù)恩等,換檔離合器摩擦片溫升分析[J].現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備,2007(05):17-19.