汽車離合器振動噪聲模型的建立

車輛驗開是一輛中斷和轉(zhuǎn)移發(fā)動機(jī)動力到變速器的產(chǎn)品。該功能是確保車輛以穩(wěn)定的速度開始，并通過換換器操作防止因濫用而中斷。汽車離合器主要由飛輪、摩擦片、從動盤、壓盤、分離鉤、分離杠桿和離合器蓋組成,如圖1所示。由于汽車離合器的設(shè)計不合理,再加上其使用頻率非常高,致使在傳遞發(fā)動機(jī)動力時易產(chǎn)生振動噪聲,甚至出現(xiàn)共振現(xiàn)象。文獻(xiàn)只對汽車離合器彈簧膜片進(jìn)行了分析,沒有分析產(chǎn)生振動的原因;文獻(xiàn)涉及離合器的設(shè)計和制造工藝分析,也未分析使用過程中的振動問題。本文擬在不考慮從動盤扭轉(zhuǎn)減振器情況下,基于Hypermesh對汽車離合器關(guān)鍵部件進(jìn)行強(qiáng)度和模態(tài)分析,得到其產(chǎn)生振動的原因。1對車輛攪拌機(jī)構(gòu)的建模和分析1.1汽車離散系統(tǒng)的建立基于實體建模軟件UG對汽車離合器各主要部件進(jìn)行實體建模,為了更加方便地研究離合器,對一些部件進(jìn)行了必要的簡化,然后依照離合器的工作原理對各部件進(jìn)行裝配,如圖2為汽車離合器實體模型。1.2模型分析過程將離合器實體模型以*.Stp格式通過有限元分析軟件Hypermesh的接口將實體模型導(dǎo)入有限元分析。模型在轉(zhuǎn)換過程中不會出現(xiàn)數(shù)據(jù)丟失和模型失真現(xiàn)象。為了保證有限元模型的計算精度,必須正確定義離合器各部件的材料屬性,表1為離合器主要零部件材料屬性。1.3汽車推進(jìn)過程邊界條件汽車離合器在工作過程中主要承受發(fā)動機(jī)傳遞的轉(zhuǎn)矩,在離合器各零部件之間產(chǎn)生剪應(yīng)力。本文為了更好地模仿離合器的工作情況,將發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成對離合器各零部件的作用力,如圖3所示為汽車離合器主要零部件的邊界條件。其中,圖3從動盤和摩擦片切向方向的轉(zhuǎn)矩為160N·m,壓盤切向方向的轉(zhuǎn)矩為160N·m,壓盤的垂直壓力為1800N,分離鉤兩端節(jié)點載荷分別為294N和174N。1.4最優(yōu)工藝條件的確定基于Hypermesh有限元分析軟件對汽車離合器關(guān)鍵零部件進(jìn)行強(qiáng)度分析,經(jīng)計算得到了離合器關(guān)鍵零部件的應(yīng)力,如圖4為離合器關(guān)鍵零部件的應(yīng)力圖。離合器在使用過程中從動盤、摩擦片、壓盤是受剪切應(yīng)力,而分離鉤主要是受彎曲應(yīng)力,表2為汽車離合器關(guān)鍵零部件的最大許用應(yīng)力與最大應(yīng)力比較。在實際使用過程中考慮到離合器會受到發(fā)動機(jī)的沖擊載荷,采用公式(1)對離合器進(jìn)行動應(yīng)力校核。σmax≤K[σ](1)σmax≤Κ[σ](1)其中:K為安全系數(shù)。經(jīng)大量的實驗證明,K取1.3可以完全滿足發(fā)動機(jī)的沖擊載荷的能力,將系數(shù)代入公式(1)進(jìn)行對比得到表2。在考慮發(fā)動機(jī)的沖擊載荷的工況下,分析得到了汽車離合器關(guān)鍵零部件的應(yīng)力,經(jīng)比較可知離合器關(guān)鍵零部件在此工況下工作完全滿足強(qiáng)度要求。2汽車分離器動力特性分析為了分析汽車離合器在使用過程中產(chǎn)生振動噪聲的振動源,對離合器進(jìn)行模態(tài)分析,計算得到離合器關(guān)鍵部件的頻率和最大振幅,從而分析對振動的貢獻(xiàn)量。結(jié)構(gòu)的固有頻率由結(jié)構(gòu)本身決定,與外部載荷無關(guān),它由一組模態(tài)參數(shù)定量描述。模態(tài)參數(shù)包括固有頻率、模態(tài)振型、模態(tài)剛度和模態(tài)阻尼比,其中最重要的模態(tài)參數(shù)是固有頻率和模態(tài)振型。由于固有頻率與外載荷無關(guān),且阻尼對固有頻率和振型影響不大,因此可以通過無阻尼自由振動方程計算固有頻率。典型的無阻尼模態(tài)分析求解的基本方程是經(jīng)典的特征值問題:[K]{?i}=ω2i[M]{?i}(2)[Κ]{?i}=ωi2[Μ]{?i}(2)式中:[K]為剛性矩陣;{?i}為第i階模態(tài)的振型向量(特征向量);ωi為第i附模態(tài)的固有頻率(ω2ii2是特征值);[M]為質(zhì)量矩陣。汽車離合器在中斷和傳遞發(fā)動機(jī)動力時,其動力的傳遞主要是依靠分離鉤進(jìn)行的,為了分析在實際工況下分離鉤的工作特性,對分離鉤進(jìn)行了模態(tài)分析,得到了其模態(tài)參數(shù)特性,表3為分離鉤的前6階固有頻率及振型特征。分離鉤的前6階振型如圖5所示。大量的試驗證明:汽車離合器的振動頻率主要集中在低頻區(qū)域,當(dāng)頻率低于200Hz時離合器的振動對噪聲的貢獻(xiàn)量是比較大的。通過對分離鉤的模態(tài)特性分析得到了其模態(tài)振型和固有頻率。在低頻區(qū)域,分離鉤的振動主要體現(xiàn)為一階垂直彎曲和水平彎曲。而根據(jù)分離鉤的靜態(tài)強(qiáng)度計算可知分離鉤在低頻區(qū)域其強(qiáng)度滿足要求,是安全的。分離鉤在實際工況下主要受到軸向分離力和反支撐力,模態(tài)分析結(jié)果與分離鉤的實際工況是吻合的。本文提取離合器關(guān)鍵零部件的前10階模態(tài)特性參數(shù)進(jìn)行分析,并得到了關(guān)鍵零部件分離鉤的模態(tài)固有頻率和振型,表4為離合器關(guān)鍵零部件前10階固有頻率及最大振幅。從表4中可以得知,從動盤、摩擦片以及壓盤的頻率各階固有頻率都相差較大。但是從動盤和摩擦盤的各階固有頻率都接近倍數(shù)關(guān)系,摩擦片的固有頻率基本是從動盤的3倍,這就形成了倍頻。這會導(dǎo)致汽車離合器在高頻率情況下,從動盤和摩擦盤容易形成共振,導(dǎo)致離合器的工作噪聲較大。因此,可以增強(qiáng)系統(tǒng)的剛度來避免其產(chǎn)生共振,應(yīng)當(dāng)對汽車離合器摩擦片或者從動盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn),使得離合器各主要部件的固有頻率都偏離零部件可能產(chǎn)生共振的倍頻。3振動問題的結(jié)構(gòu)設(shè)計及相關(guān)建議由上述工況下模擬離合器計算結(jié)果得到的靜態(tài)強(qiáng)度和模態(tài)參數(shù)分析可知:汽車離合器在工作中產(chǎn)生振動噪聲的原因是離合器的摩擦片和從動盤在此工況下產(chǎn)生了共振。根據(jù)以上結(jié)論,提出以下幾點建議:1)在結(jié)構(gòu)設(shè)計中要要盡量的避免離合器摩擦片和從動盤的固有頻率或倍頻出現(xiàn)振動相關(guān)性。2)在離合器的選材方面要盡量的避開離合器摩擦片和從動盤材料參數(shù)的相近性,盡量擴(kuò)大它們之間材料的參數(shù)差距,以減小振動的傳遞率。3)通過改變發(fā)動機(jī)動力的傳遞方式從而改變離合器摩擦片和從動盤的受力類型,使得離合器摩擦片的受力方向與從動盤的受力方向發(fā)生改