某手動(dòng)檔汽車(chē)離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)分析與優(yōu)化

程 林， 趙文杰， 劉 濤， 劉啟華， 姜耀全， 張小虎， 王曉波

(上海汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，上海 201804)

離合器是汽車(chē)動(dòng)力總成的重要組成部分之一，連接發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器輸入軸，布置在變速器的離合器殼體內(nèi)。離合器主要功能在于適時(shí)變換工作狀態(tài)，配合變速器檔位選擇，以實(shí)現(xiàn)動(dòng)力平順傳遞，并保證點(diǎn)火、起步過(guò)程的平順性。摩擦離合器是最常用也是歷史最久的一類(lèi)，具有傳動(dòng)效率高、成本低、維修方便的優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于市場(chǎng)上的大部分手動(dòng)變速器、雙離合自動(dòng)變速器和帶鎖止功能的自動(dòng)變速器中。摩擦離合器有單盤(pán)、多盤(pán)兩種，又有干式、濕式之分，本文研究對(duì)象是與手動(dòng)變速器匹配的單盤(pán)干式摩擦離合器。

離合器由主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)四部分組成，其中離合器從動(dòng)盤(pán)作為從動(dòng)部分最關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)之一，其模態(tài)特性對(duì)離合器的動(dòng)態(tài)性能影響很大，直接影響動(dòng)力總成乃至整車(chē)的NVH性能。在起步過(guò)程中，離合器操縱機(jī)構(gòu)處于部分行程，使得其壓緊機(jī)構(gòu)處于半壓緊狀態(tài)，從而整個(gè)離合器處于“半聯(lián)動(dòng)”狀態(tài)；來(lái)自于發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)隨接合過(guò)程變化，從動(dòng)盤(pán)和壓板模態(tài)特性受到壓緊機(jī)構(gòu)的影響也發(fā)生一定的變化；離合器系統(tǒng)設(shè)計(jì)既要保持穩(wěn)定的動(dòng)態(tài)性能，也要保證有效的傳扭功能。在一些車(chē)輛起步過(guò)程中，離合器發(fā)出特定頻率的異響噪音，嚴(yán)重影響了市場(chǎng)滿意度。因此研究離合器系統(tǒng)模態(tài)特性的動(dòng)態(tài)變化對(duì)于理解離合器的NVH機(jī)理具有重要意義。

本文基于某手動(dòng)檔汽車(chē)起步過(guò)程中的實(shí)車(chē)異響噪音問(wèn)題，先介紹起步過(guò)程中的離合器噪音問(wèn)題及其頻譜特性，然后進(jìn)行離合器系統(tǒng)建模，再進(jìn)行動(dòng)態(tài)過(guò)程仿真和優(yōu)化，最后通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。文中詳細(xì)分析了離合器系統(tǒng)偏心、系統(tǒng)共振等對(duì)離合器系統(tǒng)NVH的影響，提出模態(tài)優(yōu)化匹配方案，成功解決實(shí)車(chē)噪音問(wèn)題。

1 起步過(guò)程中的離合器異響

1.1 離合器從動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)

離合器的壓板和從動(dòng)盤(pán)具備分離和接合的作用，在接合過(guò)程中由于速差產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，通過(guò)接觸面之間的摩擦力傳遞扭矩。離合器接合時(shí)，壓緊彈簧將壓盤(pán)、從動(dòng)盤(pán)、飛輪互相壓緊，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩經(jīng)飛輪直接傳遞給蓋和壓盤(pán)，并通過(guò)壓盤(pán)、從動(dòng)盤(pán)、飛輪之間的摩擦產(chǎn)生摩擦力矩傳給從動(dòng)盤(pán)，再通過(guò)花鍵傳給變速箱輸入軸[1]。為了使汽車(chē)能平穩(wěn)起步，離合器的接合過(guò)程應(yīng)盡可能柔和，這就需要離合器從動(dòng)盤(pán)在軸向具有一定彈性。為此，往往在從動(dòng)盤(pán)整體圓周部分，沿徑向和周向切槽，再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側(cè)的摩擦片分別于其對(duì)應(yīng)的凸起部分相鉚接[2]。本文手動(dòng)擋汽車(chē)采用帶有雙波形彈簧片的離合器從動(dòng)盤(pán)，它的摩擦片和波形彈簧片以周向16個(gè)鉚釘相連接，從動(dòng)盤(pán)鋼片和波形彈簧片以中間16個(gè)鉚釘相連接，從動(dòng)盤(pán)鋼片和從動(dòng)盤(pán)轂以最里面8個(gè)鉚釘相連接。離合器從動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 離合器從動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of clutch driven plate

1.2 離合器異響測(cè)試分析

異響確認(rèn)是解決任何異響問(wèn)題所必須做的，此過(guò)程需要調(diào)查異響是否確實(shí)存在，全面了解異響問(wèn)題的信息，包括在何種速度、何種路況下發(fā)生的何種異響，并且調(diào)查分析必須在抱怨現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行[3]。該手動(dòng)擋汽車(chē)是在一檔低速工況下平地起步時(shí)，離合器半聯(lián)動(dòng)狀態(tài)下出現(xiàn)連續(xù)的低頻嗚嗚聲。主觀初步判斷異響來(lái)源于前艙，打開(kāi)艙蓋后聲音更大，通過(guò)聽(tīng)診器發(fā)現(xiàn)變速箱殼體附近最明顯。通過(guò)主觀評(píng)估初步推斷異響源大致所在位置后，需要通過(guò)客觀NVH測(cè)試方法進(jìn)一步定位噪聲源，在變速箱的離合器殼體上布置振動(dòng)傳感器，測(cè)試殼體表面振動(dòng)狀態(tài)，同時(shí)在車(chē)內(nèi)布置麥克風(fēng)，測(cè)試駕駛艙內(nèi)噪聲情況。噪聲振動(dòng)測(cè)試情況如圖2所示。從頻譜圖中可以看出，異響噪聲頻率340 Hz，離合器殼體垂向振動(dòng)頻率也是340 Hz，噪聲抱怨頻率與離合器殼體共振頻率一致，由此可知異響來(lái)源于離合器內(nèi)部，離合器從動(dòng)盤(pán)在半聯(lián)動(dòng)下受到來(lái)自于傳動(dòng)系統(tǒng)的激勵(lì)，且承受較大的摩擦力矩，是最有可能的異響源。

圖2 噪聲振動(dòng)測(cè)試Fig.2 Noise and vibration test

1.3 離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)分析

為了分析異響產(chǎn)生的原因和確認(rèn)異響源，需要對(duì)離合器從動(dòng)盤(pán)進(jìn)行模態(tài)分析。模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性的重要方法，是測(cè)試技術(shù)、信號(hào)處理、系統(tǒng)辨識(shí)在工程領(lǐng)域的有效應(yīng)用，可以為結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性分析，振動(dòng)故障診斷和預(yù)報(bào)以及結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)優(yōu)化提供依據(jù)[4]。模態(tài)是機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有特性，每階模態(tài)都有對(duì)應(yīng)的模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型等參數(shù)，獲取這些模態(tài)參數(shù)可以作為排查異響問(wèn)題和指導(dǎo)結(jié)構(gòu)改進(jìn)的重要依據(jù)。

假設(shè)某線性振動(dòng)運(yùn)動(dòng)微分方程為

(1)

式中:[M]為質(zhì)量矩陣;[C]阻尼矩陣;[K]為剛度矩陣;F為系統(tǒng)外力。

上述式(1)傅里葉變換后，變?yōu)?/p>

(-ω2[M]+jω[C]+[K]){X(ω)}={F(ω)}

(2)

根據(jù)式(2)，得到頻響函數(shù)為

(3)

一般獲得模態(tài)參數(shù)的方法有試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和計(jì)算模態(tài)分析兩種[5]。計(jì)算模態(tài)是通過(guò)仿真手段建立結(jié)構(gòu)CAE模型進(jìn)行仿真得到的模態(tài)參數(shù)，優(yōu)點(diǎn)在于簡(jiǎn)便快捷，易于計(jì)算。試驗(yàn)?zāi)B(tài)是通過(guò)試驗(yàn)手段針對(duì)實(shí)際結(jié)構(gòu)測(cè)試頻響函數(shù)得到的模態(tài)參數(shù)，結(jié)果比較精準(zhǔn)，更適用于工程領(lǐng)域的結(jié)構(gòu)模態(tài)分析。模態(tài)試驗(yàn)普遍采用激振器法或錘擊法，對(duì)于中小型構(gòu)件一般采用錘擊法。錘擊法模態(tài)從上世紀(jì)80年代開(kāi)始，就已成為研究和改進(jìn)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的重要途徑，在工程上廣泛應(yīng)用[6]。采用錘擊法測(cè)試從動(dòng)盤(pán)各個(gè)測(cè)點(diǎn)加速度響應(yīng)，提取系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)[7-8]。離合器從動(dòng)盤(pán)的前三階模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型試驗(yàn)如表1所示，模態(tài)振型如圖3所示。

表1 離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果Tab.1 Results of modal test

圖3 離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)振型Fig.3 Modes of clutch driven plate

由試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果可知，離合器從動(dòng)盤(pán)3階模態(tài)與離合器殼體共振頻率和車(chē)內(nèi)異響頻率基本一致，據(jù)此可推斷出該異響主要源于離合器從動(dòng)盤(pán)，原因在于離合器從動(dòng)盤(pán)受到來(lái)自于傳動(dòng)系統(tǒng)的激勵(lì)，引起結(jié)構(gòu)模態(tài)共振，并向外輻射噪聲。

2 離合器系統(tǒng)模型建立

CAE仿真的典型模態(tài)分析求解公式為

(4)

式中:[K]為剛度矩陣;[M]為質(zhì)量矩陣;{φi}為第i階模態(tài)的特征向量;ωi為第i階模態(tài)的固有頻率。

采用Hyperworks建立離合器從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)的CAE仿真模型，進(jìn)行計(jì)算模態(tài)分析。離合器從動(dòng)盤(pán)和變速箱輸入軸連接在一起，變速箱輸入軸作為約束條件固定不動(dòng)，對(duì)從動(dòng)盤(pán)進(jìn)行模態(tài)分析。壓盤(pán)、膜片彈簧、傳動(dòng)帶和離合器殼體連接在一起，離合器殼體作為約束固定不動(dòng)，對(duì)于壓盤(pán)進(jìn)行模態(tài)分析。各部分材料特性參數(shù)如表2所示。CAE仿真模型如圖4所示。

表2 離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)CAE結(jié)果Tab.2 Results of CAE

圖4 CAE仿真模型Fig.4 CAE simulation model

Nastran模塊中，很多數(shù)值方法都可以求解模態(tài)方程[9]。針對(duì)問(wèn)題分析頻率，只取500 Hz以內(nèi)模態(tài)。采用Lanczos法進(jìn)行模態(tài)求解計(jì)算[10]。離合器從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)CAE模態(tài)結(jié)果如表3所示，模態(tài)振型如圖5所示。1階模態(tài)振型為繞Y軸擺動(dòng)，2階模態(tài)振型為沿X軸伸縮，3階模態(tài)振型為外圈扭轉(zhuǎn)，4階模態(tài)振型為繞X軸轉(zhuǎn)動(dòng)。

表3 離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)CAE結(jié)果Tab.3 Results of CAE for clutch driven plate

壓盤(pán)CAE模態(tài)結(jié)果如表4所示，模態(tài)振型如圖6所示。1階模態(tài)振型為繞X軸擺動(dòng)，2階模態(tài)振型為繞Z軸擺動(dòng)，3階模態(tài)振型為沿X軸伸縮。

表4 壓盤(pán)模態(tài)CAE結(jié)果Tab.4 Results of CAE for pressure plate

圖5 離合器從動(dòng)盤(pán)CAE模態(tài)振型Fig.5 CAE modes of clutch driven plate

圖6 壓盤(pán)CAE模態(tài)振型Fig.6 CAE modes of pressure plate

3 動(dòng)力學(xué)分析及優(yōu)化

離合器系統(tǒng)各個(gè)部件制造或裝配過(guò)程中存在不對(duì)中的情況，殘余的對(duì)中偏差在離合器結(jié)合過(guò)程中引起額外的激勵(lì)力，作用在離合器結(jié)構(gòu)零件上，就會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)響應(yīng)，嚴(yán)重時(shí)產(chǎn)生異響，異響通過(guò)空氣輻射至車(chē)內(nèi)，使乘客產(chǎn)生不舒適感。因此需要進(jìn)行對(duì)中分析和系統(tǒng)共振分析，從異響產(chǎn)生的機(jī)理上，針對(duì)激勵(lì)源和振動(dòng)系統(tǒng)分別進(jìn)行分析。

3.1 對(duì)中分析

若從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)在半聯(lián)動(dòng)過(guò)程中存在對(duì)中不良情況，理論上振動(dòng)會(huì)變得劇烈。采用ADAMS建立離合器剛?cè)峄旌蟿?dòng)力學(xué)模型，如圖7所示，將從動(dòng)盤(pán)柔性化模擬離合器半聯(lián)動(dòng)過(guò)程，考察從動(dòng)盤(pán)的動(dòng)響應(yīng)。假設(shè)壓盤(pán)接觸力F一定，則

(5)

式中：F為碰撞接觸力；k為剛度系數(shù)；Δx為擠壓變形；e為碰撞指數(shù)；x為接觸過(guò)程中的實(shí)際距離；d為切入深度；c為阻尼系數(shù)。為了防止碰撞過(guò)程中阻尼力的不連續(xù)，式中采用step函數(shù)[11]。

圖7 剛?cè)峄旌蟿?dòng)力學(xué)模型Fig.7 Dynamic model of rigid-flex hybrid

分對(duì)中和不對(duì)中兩種情況計(jì)算從動(dòng)盤(pán)在一定壓盤(pán)里作用下的動(dòng)響應(yīng)。對(duì)中情況下，從動(dòng)盤(pán)完全水平，傾斜角度0；不對(duì)中情況下，從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)存在一個(gè)角度，這里設(shè)置傾斜1°。分析顯示，當(dāng)壓盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)不對(duì)中時(shí)，從動(dòng)盤(pán)在半聯(lián)動(dòng)過(guò)程的振動(dòng)比正常工況劇烈多倍。對(duì)中分析結(jié)果如圖8，黑線為完全水平對(duì)中，灰線為傾斜1°結(jié)果。橫坐標(biāo)為時(shí)間，縱坐標(biāo)為振動(dòng)加速度。

圖8 對(duì)中分析結(jié)果Fig.8 Result of alignment analysis

3.2 系統(tǒng)共振

離合器從動(dòng)盤(pán)在半聯(lián)動(dòng)過(guò)程中受到自身力和壓盤(pán)力，壓盤(pán)力主要來(lái)自于傳動(dòng)帶、膜片彈簧和離合器殼體，所以可以將離合器從動(dòng)盤(pán)等效成一個(gè)質(zhì)量-剛度系統(tǒng)，如圖9所示，計(jì)算結(jié)合過(guò)程中系統(tǒng)共振頻率。

圖9 系統(tǒng)質(zhì)量-剛度模型Fig.9 Mass-stiffness model of system

根據(jù)系統(tǒng)質(zhì)量-剛度模型，推導(dǎo)出系統(tǒng)共振頻率計(jì)算公式為

(6)

式中:k1為從動(dòng)盤(pán)自身剛度;k2為傳動(dòng)帶剛度;k3為膜片彈簧剛度;k4為離合器殼體剛度;m為從動(dòng)盤(pán)質(zhì)量。

k可以通過(guò)實(shí)測(cè)壓緊力-壓縮量位移曲線得到，再通過(guò)上述公式轉(zhuǎn)換為系統(tǒng)(從動(dòng)盤(pán)或壓盤(pán))共振頻率與從動(dòng)盤(pán)壓縮量之間的關(guān)系，如圖10所示。從圖中可以看出，提升離合器從動(dòng)盤(pán)剛度后離合器從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)的系統(tǒng)共振頻率提升，且從動(dòng)盤(pán)和壓盤(pán)之間的頻率間隔也明顯增大。

圖10 系統(tǒng)共振分析結(jié)果Fig.10 Result of system resonance analysis

3.3 優(yōu)化方案

為了降低離合器從動(dòng)盤(pán)的共振響應(yīng)，需要針對(duì)離合器從動(dòng)盤(pán)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，主要從減小激勵(lì)和提升模態(tài)兩方面出發(fā)。由于發(fā)動(dòng)機(jī)給傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩是不斷變化的，會(huì)使得傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭振，這種扭振對(duì)于離合器從動(dòng)盤(pán)來(lái)說(shuō)是一個(gè)很大的激勵(lì)，若無(wú)法得到緩沖就容易激勵(lì)起離合器從動(dòng)盤(pán)的共振，還會(huì)使離合器從動(dòng)盤(pán)受到?jīng)_擊性交變載荷，影響零部件的耐久和壽命，所以有必要通過(guò)某些措施來(lái)減少振動(dòng)響應(yīng)。針對(duì)系統(tǒng)扭振，一般通過(guò)增加扭轉(zhuǎn)減振器的方法來(lái)降低。具體到離合器從動(dòng)盤(pán)上，就是在從動(dòng)盤(pán)鋼片上鉚接一個(gè)減振器盤(pán)，在盤(pán)上開(kāi)3個(gè)圓周均布的窗孔，窗孔中加裝減振彈簧。至于提升離合器從動(dòng)盤(pán)的模態(tài)，一方面能夠避開(kāi)激勵(lì)頻率；另一方面可以減小振動(dòng)響應(yīng)。為了保證離合器從動(dòng)盤(pán)的裝配性，我們將原有的雙波形彈簧片改成單波形彈簧片，既加強(qiáng)了結(jié)構(gòu)剛度，又減小了結(jié)構(gòu)質(zhì)量，實(shí)現(xiàn)模態(tài)的提升。優(yōu)化后的離合器從動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)如圖11。

圖11 優(yōu)化后從動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)Fig.11 Structure of driven plate after optimization

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模態(tài)提升效果，對(duì)于優(yōu)化后的離合器從動(dòng)盤(pán)進(jìn)行自由模態(tài)試驗(yàn)，以力錘為激勵(lì)，首先是多次FRF測(cè)試確定最佳測(cè)試點(diǎn)(約位于從動(dòng)盤(pán)內(nèi)圈)，然后采用移動(dòng)力錘法進(jìn)行測(cè)試，得到離合器從動(dòng)盤(pán)的前三階模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型。優(yōu)化后離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)結(jié)果如表5所示，模態(tài)振型如圖12所示?？梢钥闯觯瑑?yōu)化后與原狀態(tài)相比，模態(tài)大大提升，1階模態(tài)提升20 Hz，2階次模態(tài)提升65 Hz，3階模態(tài)提升27 Hz，模態(tài)有所提升，且有效避開(kāi)了共振頻率。

表5 優(yōu)化后離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果Tab.5 Results of modal test after optimization

圖12 優(yōu)化后離合器從動(dòng)盤(pán)模態(tài)振型Fig.12 Modes of clutch driven plate after optimization

4.2 實(shí)車(chē)驗(yàn)證

將優(yōu)化后的從動(dòng)盤(pán)裝配至車(chē)輛，以驗(yàn)證實(shí)際改善效果。表6為實(shí)車(chē)主觀評(píng)估結(jié)果；圖13為車(chē)內(nèi)噪音頻譜測(cè)試對(duì)比。主、客觀對(duì)比結(jié)果顯示，抱怨噪音消失，優(yōu)化后的從動(dòng)盤(pán)解決了起步過(guò)程中的離合器噪音問(wèn)題。

表6 主觀評(píng)估結(jié)果Tab.6 Results of subjective elvauation

圖13 優(yōu)化前后車(chē)內(nèi)噪聲對(duì)比Fig.13 Interior noise comparison

5 結(jié) 論

(1)運(yùn)用NVH測(cè)試手段分析噪音源，鎖定異響抱怨頻率和結(jié)構(gòu)共振頻率，為類(lèi)似低頻異響問(wèn)題分析提供了思路。

(2)采用試驗(yàn)對(duì)于離合器從動(dòng)盤(pán)進(jìn)行模態(tài)分析，獲取結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型，為問(wèn)題分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了依據(jù)。

(3)通過(guò)離合器從動(dòng)盤(pán)優(yōu)化前后的車(chē)內(nèi)噪聲對(duì)比，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后異響基本消失，為相關(guān)整車(chē)起步異響問(wèn)題提供了參考。