瞬态扭矩下轮端粘滑异响分析与控制

胡传俊，张 军，李 虹，焦 明，刘 锋，刘 波

（吉利汽车研究院（宁波）有限公司，浙江 宁波 315336）

随着汽车技术的飞速发展，人们对于汽车驾乘舒适性的要求不断提升，传动系统作为整车的重要组成部分，因结构复杂，经常产生一些无序和难以获取的异响问题，不仅影响驾乘人员的舒适性，更关系到品牌的质量口碑[1-2]。在传动系统中，旋转接触式的机械设计结构被普遍应用，比如离合器、轮毂轴承等。但在实际运行过程中，经常出现由旋转摩擦而引起的粘滑振动与异响现象，原理是两个接触面间摩擦力不断变化而产生周期不稳定的粘滞-滑移摩擦运动[3]，此现象使机械系统产生损伤，甚至导致机械系统无法运行，例如轴向花键、减速器齿轮组、制动器摩擦片等均易出现粘滑摩擦问题[4-5]。SPENCER[6]等借助台架进行轴向花键粘滑摩擦分析，发现花键轴向伸缩时会产生粘滑摩擦异响，并在花键上涂抹油脂解决了异响问题。杨朝等[7-8]通过建立Karnopp 摩擦等多系统的AMEsim 粘滑异响模型进行仿真分析，识别出起步过程存在粘滑风险，并提出多种工程化优化方案，成功解决起步异响问题。对于粘滑摩擦运动研究一般利用质量块-弹簧或摩擦盘-悬臂梁物理模型进行说明[9]。

通过对某前驱SUV 传动系统产生的异响进行解析，发现起步前进、倒车过程中的异响是由轮毂轴承与驱动轴配合端面产生旋转滑移诱发了粘滑摩擦。通过理论校核配合结构设计参数，得出粘滑摩擦风险概率；建立端面粘滑摩擦的物理模型分析粘滑摩擦过程，最终利用一种双面涂抹减摩剂圆环垫圈，装配在轮毂轴承与驱动轴配合端面间，有效解决了配合端面粘滑异响。同时，针对端面粘滑摩擦异响问题，提出了多种控制措施，在新车型设计开发早期此对此类问题预防控制具有重要工程指导意义。

1 起步异响现象阐述

某前驱SUV 车型起步前进、倒车过程中，左右前底盘区域产生一声或两声明显、清脆的“咔嗒”异响，而车辆行驶过程中无此异响。横向对不同批次下线车辆进行起步工况评价，此异响产生的频率较高。

如图1所示，为了将异响源解析到具体零部件，利用底盘听诊器贴片布点，开展起步过程实时监听评价，如表1 所示，通过布点位置及评价结果，初步锁定此异响源在前轮转向节区域。

表1 底盘听诊器布点位置异响评价表

图1 底盘听诊器实物图

如图2 所示，在车内驾驶员左耳处布置传声器单元，左前轮转向节处布置振动加速度计，开展车辆起步工况数据采集。

图2 传感器测点布置位置

如图3所示，车辆起步工况下，在4.4 s时刻出现噪声突变峰值，通过LMS 声音回放评价，此段峰值噪声与听诊器监听“咔嗒”异响感受一致，判定异响发生在4.4 s时刻。

图3 驾驶员左耳处噪声云图

如图4 所示，对比驾驶员左耳处噪声声压级与转向节处振动加速度时域特性曲线，在4.4 s 时刻，噪声声压级与振动峰值均出现同步突变峰值，因此，此噪声锁定在驱动轮转向节区域。

图4 起步异响时域振动与噪声特性

2 驱动轮端起步异响源解析

由于主观评价与客观测试均判定异响源在驱动轮转向节区域，如图5所示，将转向节拆卸后发现轮毂轴承与驱动轴配合端面产生清晰的摩擦痕迹，结合起步工况下配合面受力情况分析，初步判定起步异响为此配合面摩擦产生。

图5 配合端面摩擦损伤图

为了进一步证明起步异响由轮毂轴承与驱动轴配合端面摩擦产生，如表2所示，调整驱动轴轮端紧固螺栓的力矩（设计定义紧固力矩为220 N·m），观察起步异响的变化。调整不同紧固力矩后，紧固力矩在180 N～240 N 之间异响明显，而紧固力矩为260 N或160 N以下时，异响不明显或无异响。

表2 不同紧固力矩下异响变化表

依据异响变化趋势推断，此异响与配合端面间的正压力有关，当紧固力矩为260 N时，轮毂轴承与驱动轴配合端面正压力增大，配合端面的摩擦力大于起步瞬间轮端滑移力，配合端面不产生相对滑移；当紧固力矩小于160 N 时，轮毂轴承与驱动轴配合端面未贴合或未完全贴合，起步时配合端面间无接触滑移或接触滑移能量不足，使得异响不明显或无异响，然而紧固力矩在180 N～240 N 之间时，配合端面接触充分，但配合端面的摩擦力小于起步瞬间轮端滑移力，配合端面间产生相对滑移，且滑移能量充足，导致异响明显。

由此进一步证明起步异响是由轮毂轴承与驱动轴配合端面摩擦导致。

如图6所示，在起步过程中，异响会通过结构和空气两个路径传递至车内，因此异响控制需要从异响源和传递路径两个维度考虑。

图6 驱动轮端异响传递路径图

3 驱动轮端起步异响机理分析

如图7 所示，轮毂轴承与驱动半轴使用花键配合联结，两者配合端面为圆环形状，花键轴采用紧固螺母锁死，理论上轮毂轴承与驱动轴配合端面之间无相对滑动位移。

图7 轮毂轴承与驱动轴结构装配示意图

车辆通过轮毂轴承内花键与驱动轴外花键啮合传递扭矩实现起步与倒车，但花键啮合处存在间隙，同时在起步与倒车瞬间的冲击扭矩作用下，花键会产生微观的弹性变形，花键间隙误差和变形影响下，轮毂轴承与驱动轴配合端面产生微观的相对滑动趋势或位移。因此，需要计算校核轮毂轴承与驱动轴配合端面间的静摩擦转矩，来评估起步冲击扭矩作用下的粘滑摩擦风险，计算过程如下：

变速箱输出转矩为：

紧固螺母提供的轴向锁紧力为：

由于轮毂轴承与驱动轴、锁紧螺母配合端面均为圆环形状，将圆环面分为无穷个单位元，则每个单位元上最大静摩擦力为：

第i个单位元（ri，qi）上最大静摩擦力为：

对圆环面积分可得配合端面最大静摩擦转矩为：

式中：

i0为主减速比；

ii为i挡减速比；

K为安全系数；

D为驱动轴直径（m）；

R为圆环外圈半径（m）；

r为圆环内圈半径（m）；

μ为圆环配合面摩擦系数；

T为驱动轴轴向锁紧力矩（N·m）；

T0为发动机输出扭矩（N·m）；

Ti为驱动轴输出力矩（N·m）；

F为紧固螺母轴向锁紧力（N）；

f为单位面积最大静摩擦力（N）；

M为配合端面最大静摩擦转矩（N·m）。

如表3所示，根据起步异响车型的设计参数值，计算得出配合端面最大静摩擦转矩为M=220 N·m，变速箱在一挡起步时输出转矩为T1=1 275 N·m，变速箱在倒挡时起步时输出转矩为TR=1 216 N·m。

表3 起步异响车型设计参数表

由此可知，起步与倒车工况下变速箱输出扭矩远大于配合端面间的静摩擦转矩，轮毂轴承与驱动轴配合端面存在相对滑动，产生粘滑摩擦异响。

4 粘滑摩擦过程建模分析

如图8所示，为了研究的直观便利，粘滑摩擦模型可简化为弹簧-质量块系统物理模型，弹簧-质量块系统在固定速度运动的粗糙面上进行周期性往复振动，定义摩擦表面类型为干摩擦，摩擦力与摩擦面积无关，与法向载荷成正比，与运动方向相反，而与运动速度的幅值无关。即满足库伦摩擦特性。

图8 粘滑摩擦物理模型示意图

根据此弹簧-质量块系统物理模型，质量块摩擦运动可分为两类：

（1）粘性摩擦运动：在特定的时间间隔内，质量块和底面保持相同运动速度，摩擦力来源于接触面间流体润滑层的粘性行为，与速度成比例关系，并且速度为零时，其值也为零。

（2）滑动摩擦运动：质量块和底面产生相对滑动，摩擦力是速度的函数，在相对滑动速度较低的范围内，相对速度的增加，摩擦力反而下降。

质量块在底面的位置用x(t)表示，则质量块滑动摩擦运动方程为：

式中：

m为质量块质量；

K为弹簧劲度系数；

x(t)为质量块位置；

f(t)为质量块所受摩擦力。

当质量块摩擦运动为滑动摩擦时，摩擦力与接触面相对滑动速度相关，则质量块滑动摩擦运动方程为：

式中：

g为重力加速度；

ms为摩擦系数；

v(t为基面运动速度。

当质量块摩擦运动为粘性摩擦时，质量块和底面保持相同运动速度，即v(t)=(t)，则质量块滑动摩擦运动方程为：

因f(t)幅值不超过最大静摩擦力fmax，底面运动速度为恒定常数，即是：

如图9所示，弹簧-质量块系统在粘性-滑动摩擦阶段进行周期性往复振动。在粘性摩擦阶段，质量块和底面保持相同运动速度，当且仅当质量块位置满足x(t)=msmg/K时，粘性摩擦阶段结束。在粘性摩擦阶段，摩擦力与弹簧力成正比，最大可达fmax当弹簧力达到fmax后，弹簧-质量块系统由粘性摩擦阶段转化为滑动摩擦阶段，滑动摩擦阶段弹簧力等于滑动摩擦力fmax，当弹性力小于fmax后，系统又转化为进入粘性摩擦阶段。

图9 摩擦力与速度关曲线

通过对弹簧-质量块系统物理模型的粘滑摩擦运动分析可知，粘滑摩擦运动与摩擦系数、质量块重量（即法向载荷力）、弹簧劲度系数K（即表面弹性）等密切相关。从质量块粘滑摩擦运动方程中可以得出各参数对粘滑摩擦力的影响：

（1）弹簧劲度系数K越大，发生粘滑振动时，质量块振幅越小；

（2）摩擦系数ms，质量块重量m越小，发生粘滑振动时，质量块振幅越小。

5 优化方案验证分析

根据弹簧-质量块系统物理模型分析得出粘滑摩擦运动与接触间摩擦系数有关。摩擦系数减小可使相对摩擦位移，避免异响。

如图10所示，在轮毂轴承与驱动轴配合端面间增加一种有减摩剂涂层的圆环垫圈，以达到减小配合面间摩擦系数，消除摩擦异响的目的。

图10 减摩剂圆环垫圈

在轮毂轴承与传动轴配合端面间增加涂有减摩剂圆环垫圈后，进行主观路试评价，起步异响消失，使用LMS声振采集设备进行客观测试。

如图11 所示，原车状态下，起步过程中驾驶员左耳处声压级与转向节处振动加速度出现同步突变峰值现象，即起步出现粘滑摩擦异响。但是在轮毂轴承与传动轴配合端面间增加涂有减摩剂圆环垫圈后，起步过程中驾驶员左耳处声压级与转向节处振动加速度突变峰值现象消失，即起步粘滑摩擦异响消失。

图11 加垫圈后声振测试数据对比

6 起步异响关键影响因素控制

从前文粘滑摩擦过程建模分析可知配合端面的设计参数，如法向载荷，摩擦系数等对粘滑摩擦影响较大。因此，对于该粘滑摩擦异响预防控制可从以下五个方面考虑：

（1）适当减小法向载荷或摩擦系数使配合面不发生粘滑摩擦异响。

（2）适当增加花键抗弯刚度，减小相对摩擦位移，避免异响。

（3）减小花键配合间隙，避免端面相对摩擦位移，消除粘滑异响。

（4）设计时使用端面花键代替轴花键的配合方式，彻底避免粘滑异响产生条件，消除异响。

（5）利用声学包手段提升整车的吸隔声性能，在传递路径上阻隔异响。

结合异响优化效果、方案成本、方案可实施性以及耐久可靠性等方面综合考虑，使用减摩剂圆环垫圈的方案最为实用有效。

7 结语

随着汽车战略布局不断进化，汽车研发规划重心已从传统燃油转移到混合动力及纯电新能源方向。相比于传统燃油车，新能源汽车的输出扭矩更大，在起步过程中，扭矩冲击产生的粘滑摩擦异响的风险也将更大。同时传统汽车的发动机为最大的噪声源，使一部分异响问题不易被用户识别；然而，纯电新能源汽车取消了发动机这个最大的噪声源，使得异响更容易被客户所感知。本文通过研究得出以下结论：

（1）针对车辆前进、倒车过程中，前底盘“咔嗒”异响进行主观评价及客观分析，最终解析出异响由轮毂轴承与驱动轴配合端面粘滑摩擦导致。

（2）通过建立粘滑摩擦模型物理模型，分析法向载荷、摩擦系数等关键因素对粘滑摩擦过程影响。

（3）利用一种双面涂抹减摩剂圆环垫圈，装配在轮毂轴承与驱动轴配合端面间，改变原始状态下的摩擦特性，有效抑制粘滑摩擦现象的产生，解决了车辆前进、倒车过程中的异响问题。

（4）针对端面粘滑摩擦异响问题，提出了多种控制措施，在新车型设计开发早期，此对此类问题预防控制具有重要工程指导意义。