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，因結構復雜，經常產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，更關系到品牌的質量口碑[1-2]。在傳動系統(tǒng)中，旋轉接觸式的機械設計結構被普遍應用，比如離合器、輪轂軸承等。但在實際運行過程中，經常出現(xiàn)由旋轉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)產生損傷，甚至導致機械系統(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]等借助臺架進行軸向花鍵粘滑摩擦分析，發(fā)現(xiàn)花鍵軸向伸縮時會產生粘滑摩擦異響，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 粘滑異響模型進行仿真分析，識別出起步過程存在粘滑風險，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量塊-彈簧或摩擦盤-懸臂梁物理模型進行說明[9]。

通過對某前驅SUV 傳動系統(tǒng)產生的異響進行解析，發(fā)現(xiàn)起步前進、倒車過程中的異響是由輪轂軸承與驅動軸配合端面產生旋轉滑移誘發(fā)了粘滑摩擦。通過理論校核配合結構設計參數(shù)，得出粘滑摩擦風險概率；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，在新車型設計開發(fā)早期此對此類問題預防控制具有重要工程指導意義。

1 起步異響現(xiàn)象闡述

某前驅SUV 車型起步前進、倒車過程中，左右前底盤區(qū)域產生一聲或兩聲明顯、清脆的“咔嗒”異響，而車輛行駛過程中無此異響。橫向對不同批次下線車輛進行起步工況評價，此異響產生的頻率較高。

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果，初步鎖定此異響源在前輪轉向節(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，在車內駕駛員左耳處布置傳聲器單元，左前輪轉向節(jié)處布置振動加速度計，開展車輛起步工況數(shù)據采集。

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，此噪聲鎖定在驅動輪轉向節(jié)區(qū)域。

圖4 起步異響時域振動與噪聲特性

2 驅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動輪轉向節(jié)區(qū)域，如圖5所示，將轉向節(jié)拆卸后發(fā)現(xiàn)輪轂軸承與驅動軸配合端面產生清晰的摩擦痕跡，結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生。

圖5 配合端面摩擦損傷圖

為了進一步證明起步異響由輪轂軸承與驅動軸配合端面摩擦產生，如表2所示，調整驅動軸輪端緊固螺栓的力矩（設計定義緊固力矩為220 N·m），觀察起步異響的變化。調整不同緊固力矩后，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

依據異響變化趨勢推斷，此異響與配合端面間的正壓力有關，當緊固力矩為260 N時，輪轂軸承與驅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，配合端面不產生相對滑移；當緊固力矩小于160 N 時，輪轂軸承與驅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，配合端面間產生相對滑移，且滑移能量充足，導致異響明顯。

由此進一步證明起步異響是由輪轂軸承與驅動軸配合端面摩擦導致。

如圖6所示，在起步過程中，異響會通過結構和空氣兩個路徑傳遞至車內，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 驅動輪端異響傳遞路徑圖

3 驅動輪端起步異響機理分析

如圖7 所示，輪轂軸承與驅動半軸使用花鍵配合聯(lián)結，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動軸配合端面之間無相對滑動位移。

圖7 輪轂軸承與驅動軸結構裝配示意圖

車輛通過輪轂軸承內花鍵與驅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，輪轂軸承與驅動軸配合端面產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動軸配合端面間的靜摩擦轉矩，來評估起步沖擊扭矩作用下的粘滑摩擦風險，計算過程如下：

變速箱輸出轉矩為：

緊固螺母提供的軸向鎖緊力為：

由于輪轂軸承與驅動軸、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為驅動軸直徑（m）；

R為圓環(huán)外圈半徑（m）；

r為圓環(huán)內圈半徑（m）；

μ為圓環(huán)配合面摩擦系數(shù)；

T為驅動軸軸向鎖緊力矩（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矩（N·m）。

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

表3 起步異響車型設計參數(shù)表

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

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-質量塊系統(tǒng)物理模型，彈簧-質量塊系統(tǒng)在固定速度運動的粗糙面上進行周期性往復振動，定義摩擦表面類型為干摩擦，摩擦力與摩擦面積無關，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。即滿足庫倫摩擦特性。

圖8 粘滑摩擦物理模型示意圖

根據此彈簧-質量塊系統(tǒng)物理模型，質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，質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，與速度成比例關系，并且速度為零時，其值也為零。

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

質量塊在底面的位置用x(t)表示，則質量塊滑動摩擦運動方程為：

式中：

m為質量塊質量；

K為彈簧勁度系數(shù)；

x(t)為質量塊位置；

f(t)為質量塊所受摩擦力。

當質量塊摩擦運動為滑動摩擦時，摩擦力與接觸面相對滑動速度相關，則質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。

當質量塊摩擦運動為粘性摩擦時，質量塊和底面保持相同運動速度，即v(t)=(t)，則質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-質量塊系統(tǒng)在粘性-滑動摩擦階段進行周期性往復振動。在粘性摩擦階段，質量塊和底面保持相同運動速度，當且僅當質量塊位置滿足x(t)=msmg/K時，粘性摩擦階段結束。在粘性摩擦階段，摩擦力與彈簧力成正比，最大可達fmax當彈簧力達到fmax后，彈簧-質量塊系統(tǒng)由粘性摩擦階段轉化為滑動摩擦階段，滑動摩擦階段彈簧力等于滑動摩擦力fmax，當彈性力小于fmax后，系統(tǒng)又轉化為進入粘性摩擦階段。

圖9 摩擦力與速度關曲線

通過對彈簧-質量塊系統(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。從質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，質量塊振幅越?。?/p>

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

5 優(yōu)化方案驗證分析

根據彈簧-質量塊系統(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。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，進行主觀路試評價，起步異響消失，使用LMS聲振采集設備進行客觀測試。

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)據對比

6 起步異響關鍵影響因素控制

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防控制可從以下五個方面考慮：

（1）適當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生條件，消除異響。

（5）利用聲學包手段提升整車的吸隔聲性能，在傳遞路徑上阻隔異響。

結合異響優(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 結語

隨著汽車戰(zhàn)略布局不斷進化，汽車研發(fā)規(guī)劃重心已從傳統(tǒng)燃油轉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，扭矩沖擊產生的粘滑摩擦異響的風險也將更大。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論：

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

（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)象的產生，解決了車輛前進、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，在新車型設計開發(fā)早期，此對此類問題預防控制具有重要工程指導意義。