程 林， 趙文杰， 劉 濤， 劉啟華， 姜耀全， 張小虎， 王曉波

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

離合器是汽車動力總成的重要組成部分之一，連接發(fā)動機(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變換工作狀態(tài)，配合變速器檔位選擇，以實現(xiàn)動力平順傳遞，并保證點火、起步過程的平順性。摩擦離合器是最常用也是歷史最久的一類，具有傳動效率高、成本低、維修方便的優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于市場上的大部分手動變速器、雙離合自動變速器和帶鎖止功能的自動變速器中。摩擦離合器有單盤、多盤兩種，又有干式、濕式之分，本文研究對象是與手動變速器匹配的單盤干式摩擦離合器。

離合器由主動部分、從動部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)四部分組成，其中離合器從動盤作為從動部分最關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)之一，其模態(tài)特性對離合器的動態(tài)性能影響很大，直接影響動力總成乃至整車的NVH性能。在起步過程中，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)，從而整個離合器處于“半聯(lián)動”狀態(tài)；來自于發(fā)動機(jī)的激勵隨接合過程變化，從動盤和壓板模態(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)計既要保持穩(wěn)定的動態(tài)性能，也要保證有效的傳扭功能。在一些車輛起步過程中，離合器發(fā)出特定頻率的異響噪音，嚴(yán)重影響了市場滿意度。因此研究離合器系統(tǒng)模態(tài)特性的動態(tài)變化對于理解離合器的NVH機(jī)理具有重要意義。

本文基于某手動檔汽車起步過程中的實車異響噪音問題，先介紹起步過程中的離合器噪音問題及其頻譜特性，然后進(jìn)行離合器系統(tǒng)建模，再進(jìn)行動態(tài)過程仿真和優(yōu)化，最后通過試驗驗證了優(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，成功解決實車噪音問題。

1 起步過程中的離合器異響

1.1 離合器從動盤結(jié)構(gòu)

離合器的壓板和從動盤具備分離和接合的作用，在接合過程中由于速差產(chǎn)生相對運(yùn)動，通過接觸面之間的摩擦力傳遞扭矩。離合器接合時，壓緊彈簧將壓盤、從動盤、飛輪互相壓緊，發(fā)動機(jī)扭矩經(jīng)飛輪直接傳遞給蓋和壓盤，并通過壓盤、從動盤、飛輪之間的摩擦產(chǎn)生摩擦力矩傳給從動盤，再通過花鍵傳給變速箱輸入軸[1]。為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器的接合過程應(yīng)盡可能柔和，這就需要離合器從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在從動盤整體圓周部分，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應(yīng)的凸起部分相鉚接[2]。本文手動擋汽車采用帶有雙波形彈簧片的離合器從動盤，它的摩擦片和波形彈簧片以周向16個鉚釘相連接，從動盤鋼片和波形彈簧片以中間16個鉚釘相連接，從動盤鋼片和從動盤轂以最里面8個鉚釘相連接。離合器從動盤結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 離合器從動盤結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of clutch driven plate

1.2 離合器異響測試分析

異響確認(rèn)是解決任何異響問題所必須做的，此過程需要調(diào)查異響是否確實存在，全面了解異響問題的信息，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)場進(jìn)行[3]。該手動擋汽車是在一檔低速工況下平地起步時，離合器半聯(lián)動狀態(tài)下出現(xiàn)連續(xù)的低頻嗚嗚聲。主觀初步判斷異響來源于前艙，打開艙蓋后聲音更大，通過聽診器發(fā)現(xiàn)變速箱殼體附近最明顯。通過主觀評估初步推斷異響源大致所在位置后，需要通過客觀NVH測試方法進(jìn)一步定位噪聲源，在變速箱的離合器殼體上布置振動傳感器，測試殼體表面振動狀態(tài)，同時在車內(nèi)布置麥克風(fēng)，測試駕駛艙內(nèi)噪聲情況。噪聲振動測試情況如圖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，由此可知異響來源于離合器內(nèi)部，離合器從動盤在半聯(lián)動下受到來自于傳動系統(tǒng)的激勵，且承受較大的摩擦力矩，是最有可能的異響源。

圖2 噪聲振動測試Fig.2 Noise and vibration test

1.3 離合器從動盤模態(tài)分析

為了分析異響產(chǎn)生的原因和確認(rèn)異響源，需要對離合器從動盤進(jìn)行模態(tài)分析。模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性的重要方法，是測試技術(shù)、信號處理、系統(tǒng)辨識在工程領(lǐng)域的有效應(yīng)用，可以為結(jié)構(gòu)的振動特性分析，振動故障診斷和預(yù)報以及結(jié)構(gòu)動力學(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)某線性振動運(yùn)動微分方程為

(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?zāi)B(tài)分析和計算模態(tài)分析兩種[5]。計算模態(tài)是通過仿真手段建立結(jié)構(gòu)CAE模型進(jìn)行仿真得到的模態(tài)參數(shù)，優(yōu)點在于簡便快捷，易于計算。試驗?zāi)B(tài)是通過試驗手段針對實際結(jié)構(gòu)測試頻響函數(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)試驗普遍采用激振器法或錘擊法，對于中小型構(gòu)件一般采用錘擊法。錘擊法模態(tài)從上世紀(jì)80年代開始，就已成為研究和改進(jìn)結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的重要途徑，在工程上廣泛應(yīng)用[6]。采用錘擊法測試從動盤各個測點加速度響應(yīng)，提取系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)[7-8]。離合器從動盤的前三階模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型試驗如表1所示，模態(tài)振型如圖3所示。

表1 離合器從動盤模態(tài)試驗結(jié)果Tab.1 Results of modal test

圖3 離合器從動盤模態(tài)振型Fig.3 Modes of clutch driven plate

由試驗?zāi)B(tài)分析結(jié)果可知，離合器從動盤3階模態(tài)與離合器殼體共振頻率和車內(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盤，原因在于離合器從動盤受到來自于傳動系統(tǒng)的激勵，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建立離合器從動盤和壓盤的CAE仿真模型，進(jìn)行計算模態(tài)分析。離合器從動盤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，對從動盤進(jìn)行模態(tài)分析。壓盤、膜片彈簧、傳動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，對于壓盤進(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 離合器從動盤模態(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]。針對問題分析頻率，只取500 Hz以內(nèi)模態(tài)。采用Lanczos法進(jìn)行模態(tài)求解計算[10]。離合器從動盤和壓盤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，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。

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

壓盤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，2階模態(tài)振型為繞Z軸擺動，3階模態(tài)振型為沿X軸伸縮。

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

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

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

3 動力學(xué)分析及優(yōu)化

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

3.1 對中分析

若從動盤和壓盤在半聯(lián)動過程中存在對中不良情況，理論上振動會變得劇烈。采用ADAMS建立離合器剛?cè)峄旌蟿恿W(xué)模型，如圖7所示，將從動盤柔性化模擬離合器半聯(lián)動過程，考察從動盤的動響應(yīng)。假設(shè)壓盤接觸力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為接觸過程中的實際距離；d為切入深度；c為阻尼系數(shù)。為了防止碰撞過程中阻尼力的不連續(xù)，式中采用step函數(shù)[11]。

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

分對中和不對中兩種情況計算從動盤在一定壓盤里作用下的動響應(yīng)。對中情況下，從動盤完全水平，傾斜角度0；不對中情況下，從動盤和壓盤存在一個角度，這里設(shè)置傾斜1°。分析顯示，當(dāng)壓盤和從動盤不對中時，從動盤在半聯(lián)動過程的振動比正常工況劇烈多倍。對中分析結(jié)果如圖8，黑線為完全水平對中，灰線為傾斜1°結(jié)果。橫坐標(biāo)為時間，縱坐標(biāo)為振動加速度。

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

3.2 系統(tǒng)共振

離合器從動盤在半聯(lián)動過程中受到自身力和壓盤力，壓盤力主要來自于傳動帶、膜片彈簧和離合器殼體，所以可以將離合器從動盤等效成一個質(zhì)量-剛度系統(tǒng)，如圖9所示，計算結(jié)合過程中系統(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)共振頻率計算公式為

(6)

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

k可以通過實測壓緊力-壓縮量位移曲線得到，再通過上述公式轉(zhuǎn)換為系統(tǒng)(從動盤或壓盤)共振頻率與從動盤壓縮量之間的關(guān)系，如圖10所示。從圖中可以看出，提升離合器從動盤剛度后離合器從動盤和壓盤的系統(tǒng)共振頻率提升，且從動盤和壓盤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盤的共振響應(yīng)，需要針對離合器從動盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，主要從減小激勵和提升模態(tài)兩方面出發(fā)。由于發(fā)動機(jī)給傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩是不斷變化的，會使得傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭振，這種扭振對于離合器從動盤來說是一個很大的激勵，若無法得到緩沖就容易激勵起離合器從動盤的共振，還會使離合器從動盤受到?jīng)_擊性交變載荷，影響零部件的耐久和壽命，所以有必要通過某些措施來減少振動響應(yīng)。針對系統(tǒng)扭振，一般通過增加扭轉(zhuǎn)減振器的方法來降低。具體到離合器從動盤上，就是在從動盤鋼片上鉚接一個減振器盤，在盤上開3個圓周均布的窗孔，窗孔中加裝減振彈簧。至于提升離合器從動盤的模態(tài)，一方面能夠避開激勵頻率；另一方面可以減小振動響應(yīng)。為了保證離合器從動盤的裝配性，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，實現(xiàn)模態(tài)的提升。優(yōu)化后的離合器從動盤結(jié)構(gòu)如圖11。

圖11 優(yōu)化后從動盤結(jié)構(gòu)Fig.11 Structure of driven plate after optimization

4 試驗驗證

4.1 試驗驗證

為了驗證模態(tài)提升效果，對于優(yōu)化后的離合器從動盤進(jìn)行自由模態(tài)試驗，以力錘為激勵，首先是多次FRF測試確定最佳測試點(約位于從動盤內(nèi)圈)，然后采用移動力錘法進(jìn)行測試，得到離合器從動盤的前三階模態(tài)頻率、阻尼比和模態(tài)振型。優(yōu)化后離合器從動盤模態(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，且有效避開了共振頻率。

表5 優(yōu)化后離合器從動盤模態(tài)試驗結(jié)果Tab.5 Results of modal test after optimization

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

4.2 實車驗證

將優(yōu)化后的從動盤裝配至車輛，以驗證實際改善效果。表6為實車主觀評估結(jié)果；圖13為車內(nèi)噪音頻譜測試對比。主、客觀對比結(jié)果顯示，抱怨噪音消失，優(yōu)化后的從動盤解決了起步過程中的離合器噪音問題。

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

圖13 優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲對比Fig.13 Interior noise comparison

5 結(jié) 論

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

(2)采用試驗對于離合器從動盤進(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，為問題分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了依據(jù)。

(3)通過離合器從動盤優(yōu)化前后的車內(nèi)噪聲對比，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后異響基本消失，為相關(guān)整車起步異響問題提供了參考。