離心擺吸振器及其在大轉角扭轉減振器上的應用?

吳虎威，吳光強，2

(1.同濟大學汽車學院，上海 201804； 2.東京大學生產(chǎn)技術研究所，東京，日本 153-8505)

前言

車輛NVH性能已經(jīng)成為衡量汽車質量的一個重要指標[1]。變速器噪聲作為動力傳動系統(tǒng)振動噪聲的重要來源，齒輪敲擊噪聲因其具有明顯的寬頻噪聲特性，嚴重影響乘員乘坐舒適性，因此解決變速器敲擊振動噪聲問題的研究顯得至關重要。

在抑制變速器齒輪敲擊噪聲措施中，改善車輛動力傳動系統(tǒng)傳遞路徑是工程中最常用的辦法。文獻[2]和文獻[3]中利用實車實驗，提出增大從動盤式扭轉減振器阻尼，有效降低了變速器輸入軸角加速度和駕駛員人耳處齒輪敲擊噪聲；文獻[4]中利用集中質量建模方法建立動力傳動系統(tǒng)扭轉振動和齒輪敲擊模型，對比分析了采用3類減振器情況下傳動系統(tǒng)扭轉振動和齒輪敲擊情況，結果表明合理設計扭轉減振器扭轉剛度和阻尼可有效抑制傳動系統(tǒng)扭轉波動和非承載齒輪對的敲擊振動。文獻[5]中利用集中質量建模方法，對比分析了采用從動盤式扭轉減振器和雙質量飛輪式扭轉減振器情況下變速器非承載齒輪對敲擊力的情況。結果表明，采用雙質量飛輪式扭轉減振器后各非承載齒輪對敲擊情況明顯改善。文獻[6]和文獻[7]中針對1擋爬行工況下傳動系統(tǒng)劇烈的扭轉波動和變速器齒輪敲擊問題，提出設計開發(fā)新型大轉角扭轉減振器，即在原有怠速級和主減振級之間增加一級，仿真結果表明新型大轉角扭轉減振器可有效解決傳動系統(tǒng)劇烈的扭轉波動和嚴重的變速器齒輪敲擊問題。

關于離心擺吸振器(centrifugal pendulum vibration absorber，CPVA)技術的研究已有數(shù)十年，較早的研究主要圍繞離心擺吸振器原理和運動穩(wěn)定性[8-9]等，并在航空領域得到廣泛應用，直至2008年德國LuK公司首先將離心擺與周向長弧形螺旋彈簧式雙質量飛輪扭轉減振器結合在一起，之后又將離心擺吸振器應用于液力變矩器[10]。文獻[11]中通過數(shù)值推導發(fā)現(xiàn)該減振器固有頻率與飛輪穩(wěn)定轉速成正比，通過合理調整離心擺的結構參數(shù)可完全消除發(fā)動機點火頻率引起的轉矩波動。

本文中在原有研究的基礎上[6]，推導分析了離心擺吸振器減振原理，創(chuàng)新性地提出將離心擺吸振器應用在設計開發(fā)的新型大轉角扭轉減振器從動盤轂上，基于臺架實驗測得大轉角扭轉減振器轉矩傳遞特性結果，通過建立的車輛動力傳動系統(tǒng)扭轉振動和變速器齒輪敲擊振 敲耦合模型以及整車縱向運動和受力分析模型，評價設計開發(fā)的帶與不帶離心擺的大轉角扭轉減振器性能。

1 離心擺吸振器原理和隔振研究

圖1 帶有離心擺吸振器的從動盤轂簡化模型

帶有離心擺吸振器的從動盤轂簡化模型如圖1所示，轉動慣量為JC的從動盤轂繞軸心O點旋轉，離心擺被視為一個通過無質量連桿與從動盤轂上A點連接的擺錘，它可繞A點自由旋轉，TC為作用于從動盤轂上的力矩。

由圖1中幾何關系可得離心擺質心坐標為

式中：rp為連接點A至從動盤轂軸線的距離；lp為等效連桿長度；φ為離心擺的擺角；θC為從動盤轂轉角。

將離心擺質心橫、縱坐標位移分別求導，得到離心擺質心沿x軸和y軸的速度分別為

式中mp為擺錘質量。從而得到從動盤轂和離心擺系統(tǒng)的總動能為

離心擺在實際起作用的情況下，離心擺的擺角φ 較小，取 cosφ≈1，sinφ≈φ，式(6)和式(7)可簡化為[8]

式中：μ為平均角速度；t為時間；ω為角速度波動頻率。

將其代入式(9)得到

由式(14)可知，離心擺固有頻率與從動盤轂轉速成正比，同樣發(fā)動機的轉矩激勵頻率與發(fā)動機轉速成正比，因此可通過調整離心擺吸振器參數(shù)使其吸收發(fā)動機整個轉速區(qū)間的振動。

離心擺吸振器等效至從動盤轂的轉動慣量為[9]

由式(15)可知，當 rp/lp＝ω2/μ2時，離心擺的等效轉動慣量為無窮大，可有效降低從動盤轂扭轉振動能量。對于直列四沖程四缸發(fā)動機而言，發(fā)動機轉頻的2階激勵為傳動系統(tǒng)主要激勵，因此應選取ω/μ＝＝2，本文選取：rp＝0.2m，lp＝0.05m，mp＝1kg。

2 車輛動力傳動系統(tǒng)動力學建模

2.1 新型大轉角扭轉減振器的設計開發(fā)

根據(jù)車輛基本參數(shù)設計開發(fā)大轉角扭轉減振器，試制大轉角減振器樣件，利用如圖2所示的專用臺架實驗，測得試制的大轉角扭轉減振器轉矩傳遞特性見圖3。由圖3可知，大轉角減振器在驅動側存在3級彈性剛度，其中第2級彈性剛度區(qū)域(工作角度范圍為6.6°～12°)是針對爬行工況的負載轉矩需求設計，第2級彈性剛度大小為1.7N·m/(°)，減振器驅動側最大工作角度為26.6°，拖動側最大工作角度為19.5°，整個工作角度范圍達46.1°，遠大于傳統(tǒng)從動盤式扭轉減振器的工作角度范圍。

圖2 扭轉減振器轉矩傳遞特性專用臺架實驗

圖3 大轉角減振器轉矩傳遞特性臺架測試結果

表1 6擋手動變速器各擋齒數(shù)

根據(jù)牛頓第二定律，得到不帶CPVA與帶CPVA的大轉角扭轉減振器情況下車輛動力傳動系統(tǒng)扭轉振動和變速器齒輪敲擊的振 敲耦合以及整車縱向運動的微分方程組分別為

圖4 動力傳動系統(tǒng)扭轉振動和變速器齒輪敲擊振敲耦合模型

圖5 車輛縱向運動和受力分析模型

式中：J和J′為質量矩陣；K和K′為剛度矩陣；C和C′為阻尼矩陣；θ(t)和 θ′(t)為位移矩陣；T(t)和T′(t)為外力矩矩陣；T′b(t)和 Tb(t)為回復力矩矩陣。限于文章的篇幅，各矩陣的具體形式及建立方法、變量含義可參考文獻[6]和文獻[7]。

變速器各非承載齒輪敲擊力為

式中：Fi(i＝ 2，3，4，5，6，rs)是各非承載齒輪對敲擊力。

3 新型大轉角扭轉減振器性能分析

在爬行工況下發(fā)動機各缸內壓強和曲軸轉角變化曲線如圖6所示。對于直列四缸四沖程發(fā)動機而言，發(fā)動機運轉兩圈，按照缸3-缸4-缸2-缸1的點火順序點火4次，各缸點火時刻相差180°CA，利用基于發(fā)動機缸壓的準瞬態(tài)發(fā)動機模型計算公式[7]，算得車輛爬行工況下發(fā)動機動態(tài)輸出轉矩如圖7所示。

圖6 爬行工況下發(fā)動機缸壓隨曲軸轉角變化曲線

圖7 爬行工況下發(fā)動機動態(tài)輸出轉矩

利用式(16)，得到不帶CPVA的大轉角扭轉減振器工作角位移如圖8所示，大轉角減振器工作在6.9°～8.2°之間，工作角度完全位于大轉角扭轉減振器第2級區(qū)域內，主減振軸套板內齒往復撞擊花鍵軸套外齒現(xiàn)象被消除。利用式(16)和式(17)算得采用不帶CPVA的和帶CPVA的大轉角扭轉減振器情況下一定時域內發(fā)動機和從動盤轂轉速分別如圖9和圖10所示。由圖9可知，發(fā)動機和從動盤轂轉速在均值846r/min上下波動，發(fā)動機轉速峰峰值為23r/min，從動盤轂轉速峰峰值為21r/min，從動盤轂不存在劇烈的扭轉波動；由圖9和圖10對比可知，新型大轉角扭轉減振器裝有CPVA后，從動盤轂轉速峰峰值減小約20r/min。

圖8 大轉角扭轉減振器工作角位移

圖9 不帶CPVA的發(fā)動機和從動盤轂轉速仿真結果

圖10 帶CPVA的發(fā)動機和從動盤轂轉速仿真結果

圖11 不帶CPVA的發(fā)動機和從動盤轂轉速頻譜圖

進一步得到采用不帶CPVA和帶CPVA的大轉角減振器情況下發(fā)動機和從動盤轂轉速頻譜結果分別如圖11和圖12所示。由圖11和圖12對比可知，當大轉角扭轉減振器帶有CPVA后，在發(fā)動機轉頻的二倍頻28.1Hz處，發(fā)動機轉速峰峰值降低了約0.2r/min，從動盤轂轉速峰峰值僅為0.004r/min，從動盤轂轉速峰峰值基本被消除，該結果與第1節(jié)中的離心擺減振機理保持一致，結果進一步表明當大轉角減振器裝有CPVA后減振器效果會更加明顯。

相應地得到采用不帶CPVA和帶CPVA的大轉角減振器情況下變速器各非承載齒輪對敲擊力結果如圖13～圖18所示。由圖13可知，2擋齒輪對均發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時2擋齒輪敲擊力最大值分別為142和7N，敲擊力最大值降低了135N；由圖14可知，3擋齒輪對均發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時3擋齒輪對敲擊力最大值約為57和3N，敲擊力最大值降低了54N；由圖15可知，4擋齒輪對均發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時4擋齒輪對敲擊力最大值約為35和3N，敲擊力最大值降低了32N；由圖16可知，5擋齒輪對均發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時5擋齒輪對敲擊力最大值約為50和8N，敲擊力最大值降低了42N；由圖17可知，6擋齒輪對均發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時6擋齒輪對敲擊力最大值約為46和25N，敲擊力最大值降低了21N；由圖18可知，倒擋齒輪對由雙邊敲擊現(xiàn)象變?yōu)閱芜吳脫衄F(xiàn)象，不帶CPVA和帶CPVA時倒擋齒輪對敲擊力最大值約為370和10N，敲擊力最大值降低了360N。綜上可知，大轉角減振器集成CPVA后，變速器各非承載齒輪對只發(fā)生單邊敲擊現(xiàn)象，敲擊力均明顯減小。

圖12 帶有CPVA的發(fā)動機和從動盤轂轉速頻譜圖

圖13 變速器2擋齒輪對敲擊力結果

圖14 變速器3擋齒輪對敲擊力結果

圖15 變速器4擋齒輪對敲擊力結果

圖16 變速器5擋齒輪對敲擊力結果

圖17 變速器6擋齒輪對敲擊力結果

圖18 變速器倒擋齒輪對敲擊力結果

4 實車實驗驗證

將設計開發(fā)的大轉角扭轉減振器(不帶CPVA)安裝在研究車輛上，開展1擋爬行工況下實車實驗，分別在發(fā)動機飛輪罩殼體和變速器殼體表面正對飛輪啟動齒圈和輸入軸1擋齒輪位置處鉆螺紋孔安裝轉速傳感器，如圖19所示，用于采集發(fā)動機飛輪和輸入軸1擋齒輪轉速信號。

采集得到的發(fā)動機轉速和變速器輸入軸(輸入軸1擋齒輪)轉速結果如圖20所示。由圖可見，發(fā)動機和從動盤轂轉速在均值845r/min上下波動，發(fā)動機轉速峰峰值為21r/min，變速器輸入軸轉速峰峰值為18r/min，變速器輸入軸不存在劇烈的扭轉波動，與圖9中仿真結果相比，發(fā)動機和變速器輸入軸轉速幅值分別相差了2和3r/min。相應地，實驗測得發(fā)動機轉速和變速器輸入軸轉速頻譜圖分別如圖21和圖22所示。由圖可見，發(fā)動機和變速器輸入軸均在28.1和56.3Hz處存在峰峰值，該結果與圖11中仿真結果保持一致；由圖21可知，發(fā)動機轉速在28.1和56.3Hz處峰峰值分別為7.2和1.6r/min，與圖11(a)中仿真結果相比，峰峰值分別相差3.4和0.2r/min；由圖22可知，變速器輸入軸轉速在28.1和56.3Hz處峰峰值分別為5.2和0.04r/min，與圖11(b)中結果相比，峰峰值分別相差5.4和0.5r/min。可見，發(fā)動機和變速器輸入軸轉速仿真結果和實驗結果在28.1和56.3Hz處峰峰值存在誤差，主要是因為：發(fā)動機和變速器輸入軸轉速分別利用轉速傳感器采集飛輪齒圈和輸入軸上1擋齒輪轉速得到，通過采集齒數(shù)脈沖數(shù)換算得到的轉速信號與飛輪、輸入軸實際轉速間存在誤差，且被采集齒輪齒數(shù)越少產(chǎn)生的誤差就越大(飛輪齒圈齒數(shù)為118，輸入軸1擋齒輪齒數(shù)為11)。

圖19 實車轉速傳感器布置方式

圖20 1擋爬行工況下實驗測得發(fā)動機和從動盤轂轉速

圖21 1擋爬行工況下實驗測得發(fā)動機轉速頻譜圖

圖22 1擋爬行工況下實驗測得輸入軸轉速頻譜圖

5 結論

(1)針對1擋爬行工況，利用集中參數(shù)建模方法，建立了車輛動力傳動系統(tǒng)扭轉振動和變速器齒輪敲擊的振 敲耦合模型以及整車縱向運動和受力分析模型。仿真結果表明，設計開發(fā)的新型大轉角扭轉減振器工作角度在6.9°和8.2°范圍內，工作角度完全位于大轉角扭轉減振器第2級剛度區(qū)域內，減振器主減振軸套板內齒往復撞擊花鍵軸套外齒的現(xiàn)象被消除。

(2)分析了CPVA的減振機理及其在大轉角扭轉減振器從動盤轂上的應用。結果表明，帶CPVA的大轉角減振器從動盤轂轉速在發(fā)動機轉頻二倍頻處幅值被消除，變速器各非承載齒輪對敲擊情況均顯著改善；因CPVA集成在大轉角扭轉減振器從動盤轂的技術難度較大，集成CPVA的大轉角減振器在車輛動力傳動系統(tǒng)的減振性能研究，仍處于理論建模和仿真分析階段，有待于進一步通過實車實驗進行驗證。

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