雙質量飛輪對動力傳動系統NVH性能的影響分析

鄭光澤,王 池,郝 濤

(1.重慶理工大學 車輛工程學院， 重慶 400054；2.重慶長安汽車股份有限公司動力研究院動力總成NVH所， 重慶 401120;3.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室， 重慶 401120)

汽車在行駛過程中，頻繁地加速、減速及制動操作和發動機輸出轉矩和轉速的不規則性，使得汽車動力傳動系統經常處于沖擊和振動的動態過程。當動力系統的激勵頻率與動力傳動系統的固有頻率接近或相等時，將產生強烈的共振[1]。隨著發動機輕量化、增壓化的發展以及三缸機的廣泛使用，愈加不穩定的扭矩更加劇了動力傳動系統的扭振響應，導致動力傳動系統的NVH性能惡化。傳統的離合器式扭轉減振器(CTD)在動力傳動系統扭振控制方面能力不足，而已在柴油機及大排量汽油機得到了廣泛使用的雙質量飛輪(DMF)扭轉減振器因其優異的隔振性能越來越多地應用在小排量發動機上。

雙質量飛輪將傳統的單質量飛輪分為主次兩個飛輪，通過彈性阻尼元件連接。通過調整雙質量飛輪彈性阻尼元件的動態特性參數，控制傳動系的扭振模態頻率以及變速器輸入軸的轉速和扭矩波動,從而降低變速器的齒輪敲擊，提高汽車的NVH性能及乘坐舒適性[2-4]。但是，由于主飛輪質量的減小會加劇發動機端的轉速波動，使前端輪系的工作條件惡化，這可能會引起皮帶的異響及前端附件的異常振動，甚至降低發動機的可靠工作壽命。以往學者主要從試驗和仿真方面對發動機前端附件輪系的振動響應做了大量的研究[5-8],分析了曲軸扭振及FEAD系統參數對前端振動響應的影響。

本文建立動力傳動系統動力學仿真分析模型，并結合實驗測試，對比研究搭載CTD和DMF的動力傳動系統扭振響應以及發動機前端附件輪系的振動響應及其影響機理。

1 動力學仿真分析模型

動力總成多體動力學仿真模型如圖1所示。考慮機體及變速箱體彈性變形與傳動軸系的相互耦合，模型包含了機體、變速箱體、活塞連桿組、軸系及實驗臺架系統。

圖1 動力總成多體動力學仿真模型

用旋轉耦合單元來模擬雙質量飛輪的剛度阻尼特性。當發動機工作在怠速和小負荷工況時，只有低剛度彈簧參與工作，此時DMF的扭轉剛度為K1=2.4 N·m/(°)；正常驅動時，2個彈簧并聯工作，此時DMF的扭轉剛度為K2=3.8 N·m/(°)；阻尼系數為0.06 N·ms/(°)。

在圖1所示的多體動力學分析模型的基礎上，調整雙質量飛輪系統的扭轉剛度和阻尼系數等動態特性參數，可將DMF扭振減振器模型改為CTD扭轉減振器模型的傳動系分析模型，用于DMF和CTD扭振減振器對動力傳動系統NVH性能影響的對比分析。

發動機前端附件驅動系統的單體分析模型如圖2所示，分析模型的關鍵輸入參數為曲軸帶輪Ring端轉速，該轉速由圖1所示的動力總成多體動力學分析模型計算得到。

圖2 前端輪系單體模型

2 仿真分析模型驗證

搭建動力總成實驗臺架，測試動力總成傳動系的振動響應，變速器設定為4擋，工況為3 000 r/min穩速、25%負荷。采用非接觸式方法進行測量，在發動機曲軸帶輪處布置光電式轉速傳感器，在雙質量飛輪處布置磁電式轉速傳感器，在發動機1#缸內安裝缸壓傳感器，用LMS采集系統采集轉速脈沖信號和缸壓(見圖3)[9]。

圖3 實驗測試系統示意圖

將實驗缸壓信號導入動力總成多體動力學分析模型，計算得到傳動系各部分的角加速度。對采集到的電壓脈沖數據進行分析，得到主飛輪的角加速度，與仿真得到的數據進行對比分析。如圖4所示，仿真分析結果與實驗數據在幅值和相位上基本一致。其差異的原因主要是測試時僅采集了1#缸的缸壓，且發動機工作時各缸之間的缸壓存在一定的差異，而在計算時將各缸的缸壓視為相等，且在仿真計算時未考慮發動機附件動力消耗對曲軸轉速波動的影響。

圖4 雙質量飛輪主飛輪角加速度

采用轉速波動衰減率來表示扭轉減振器對轉速波動的衰減程度，計算方法見式(1)。

(1)

其中:n1為主飛輪的轉速波動幅值;n2為次飛輪的轉速波動幅值。

由實驗數據計算得到的轉速波動的衰減率為75%，仿真分析模型計算得到衰減率為81%，其衰減率基本相當。

3 CTD與DMF的作用效果分析

3.1 扭振減振器前后端轉速波動

基于仿真分析模型(圖1)的計算結果，在發動機轉速為3 000 r/min、25%負載的工況條件下，研究搭載CTD和DMF扭振減振器對動力傳動系統轉速波動的衰減貢獻。搭載DMF的情況時，考察主飛輪和次飛輪的轉速波動；搭載CTD的情況時，考察飛輪和離合器從動盤摩擦片的轉速波動。

如圖5所示，搭載CTD扭振減振器的情況時，主飛輪和次飛輪的轉速波動幅值相對較小，其衰減率為41%，約為DMF扭振減振器的衰減率的50%，證明DMF對于減小后端變速器輸入軸的轉速波動具有較好效果。但是，主飛輪的轉速波動幅度較搭載CTD扭振減振器時飛輪的轉速波動相對較大，因此有必要分析搭載DMF對前端發動機NVH性能的影響。

3.2 前端附件輪系振動響應

基于計算得到的3 000 r/min時2種扭轉減振器所對應的曲軸帶輪的轉速，其對比分析如圖6所示。搭載DMF后發動機曲軸帶輪的轉速波動明顯大于搭載CTD的情況，其原因為主飛輪的轉動慣量小于單質量飛輪的轉動慣量，不能有效地維持發動機轉速的穩定。

圖5 扭振減振器前后端轉速波動

圖6 曲軸帶輪轉速

根據前端附件輪系皮帶張緊臂的角度波動曲線(如圖7所示)，可以得出相似的結論，即搭載DMF后張緊臂的角度波動遠大于搭載CTD的情況。這是由于皮帶輪轉速波動大，使得張緊臂必須以更大的轉角來維持帶段張力的穩定。

曲軸帶輪和壓縮機之間的帶段是該輪系皮帶的緊邊，是整個皮帶輪系皮帶張力最大的部分，該帶段張力如圖8所示。可以看出，相較于搭載CTD情況，搭載DMF后帶段張力波動更大，容易造成皮帶的疲勞破壞，而張力幅值明顯減小，所能傳遞的扭矩相對較小，不利于前端附件的正常工作。

不與張緊器相連的帶段，其橫向振動的激勵主要是帶中張力的變化和帶速的波動所形成的參數激勵[10]。曲軸與空壓機之間的帶段張力波動最大且該帶段長度最長，因此取該段作為橫向振動的對比分析段。如圖9所示，搭載CTD的對應帶段橫向振動位移遠小于搭載DMF的情況。橫向位移較大時易引起皮帶與其他部件的干涉，同時也是造成皮帶拍擊噪聲的重要組成因素。

圖8 輪系皮帶的帶段張力

圖9 帶段橫向振動位移

4 結論

1) 建立動力總成多體動力學分析模型和發動機前端輪系動力學分析模型，并進行了仿真分析結果與實驗數據的對比分析，驗證了仿真分析模型的有效性。

2) 對比分析了搭載CTD和DMF扭轉減振器對轉速波動的衰減效果的影響，發現DMF扭轉減振器能有效降低變速器輸入軸的轉速不均勻性。

3) 研究了CTD和DMF扭轉減振器對發動機前端附件輪系振動響應的影響，發現搭載DMF扭轉減振器會惡化前端輪系的振動響應，不利于保持前端附件輪系的平穩運行。

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