某汽油發動機雙質量飛輪啟動敲擊的研究

趙宇峰 英春雪 張偉 張思超 郭豐 段先國

1.寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司 浙江省寧波市 315336 2.浙江吉利動力總成有限公司 浙江省寧波市 315800

1 引言

雙質量飛輪是發動機的關重件。在發動機運行過程中，雙質量飛輪處于高速轉動中，由于其具有優異的解耦減震性能，可有效的隔離發動機振動，降低發動機及變速端的轉速波動。發動機轉速波動會產生一系列不良后果。如發動機驅動件與被它帶動運轉的從動件之間產生沖擊，影響工作可靠性降低使用壽命，產生噪音[1]。

另一方面由于 PHEVHEV 車型存在更多的有別于傳動車的特殊工況，如怠速充電、行車充電、混合驅動、電動-混動切換、能量回收、電機反拖起動、電機輔助熄火等等，同時目前發動機為了追求動力性，經濟性，不斷的開發高壓縮比發動機，雙質量飛輪承受的動態工況更為復雜，存在更多的NVH 風險。[2]

本文展示的雙質量飛輪敲擊問題發生在高壓縮比三缸混動專用發動機上，于發動機點火前出現，通過專業的NVH 分析以及對發動機原理的分析，明確了敲擊的機理為發動機點火前壓縮缸壓過大，作為激勵源激發雙質量飛輪內部離心擺運行至極限位置時，與內部的驅動盤發生裝機，傳出敲擊異響。通過理論分析優化方案，進而通過實物驗證，有效的解決了此問題，為離心擺雙質量飛輪在混動機型上的應用提供參考。

2 背景及結構原理

2.1 問題背景描述

1）某HEV 車型在試駕活動中反饋車輛在行駛中發動機介入時偶爾會存在明顯的敲擊聲問題，主觀評分為5 分。

2）問題抱怨工況均為EV 模式進串聯模式，發動機介入的工況，確認問題來源于發動機介入過程。

3）同一輛車發動機介入敲擊聲比例：10～15 次發動機介入工況有1～2 次敲擊聲。

50%油門有無啟動敲擊振動噪聲彩圖對比如圖1 所示：

圖1 50%油門有無啟動敲擊振動噪聲彩圖

通過彩圖對比分析，識別到車內有敲擊聲時，敲擊聲時刻與發變結合處振動敲擊聲時刻一致，敲擊聲與振動為同時發生。

2.2 雙質量飛輪結構

雙質量飛輪簡稱DMF（Dual Mass Flywheel）是20 世紀80 年代末用于汽車動力傳動系統中，可較為有效的隔離發動機曲軸的扭振，有利于提升整車行駛品質和降低傳動系統噪音。近年來國家對排放要求不斷提高，小排量增壓車型和混動車型在燃油車中的比例不斷提高，同時國內DCT、DHT 變速箱的產量不斷提高，雙質量飛輪在傳動系統的使用頻率不斷提高。在20 年的產銷已經達到300 萬套；

雙質量飛輪連接在發動機和變速箱之間，用于將發動機動力傳遞到變速器內。雙質量飛輪幾乎使發動機曲軸的扭轉振動完全與變速箱進行隔離，通過減振彈簧和內部阻尼衰減將發動機低速怠速段燃燒引起的扭振，同時還具有信號采集點火，啟動發動機等作用。

雙質量飛輪結構通常包括第一質量、第二質量和彈性元件。第一質量和第二質量都以飛輪為主體。雙質量飛輪可以適用于各種發動機。

2.3 雙質量飛輪的工作原理

發動機曲軸的輸出端通過飛輪與傳動系統連接。雙質量飛輪的初級飛輪與曲軸端連接，次級飛輪通過花鍵與傳動系統連接，弧形彈簧結構安裝在主級飛輪和次級飛輪之間。次級飛輪通過弧形彈簧結構與主級飛輪連接。發動機的主級飛輪轉動，推動弧形彈簧，弧形彈簧推動離心擺內驅動盤，驅動盤上通過鉚釘掛接4 組離心擺，同時驅動盤與飛輪次級鉚接在一起，通過驅動盤將初級飛輪的轉動力矩傳遞給次級飛輪，最終傳遞給傳動系統。

本文研究的案例，重點為飛輪內部的離心擺結構，通過對離心擺內部的工作原理解析，結合燃燒數據，NVH 測試數據分析，鎖定故障發生原因，針對性形成解決方案，最終通過過實物驗證，有效的解決了此問題。(圖2)

圖2 雙質量飛輪爆炸圖

3 原因分析

3.1 P1 電機拖動扭矩分析(圖3)

圖3 燃燒數據分析圖

由于此混動車型傳動系統中發動機是由P1 電機通過花鍵軸與雙質量花鍵孔連接，當進入中高負荷工況時，由P1 電機拖動雙質量飛輪，啟動發動機，故敲擊主要發生在P1 電機拉拽發動機啟動過程。因此，進行對比有無發動機介入敲擊聲的P1 電機的拖動扭矩，經過數據顯示，兩種情況下，拖動扭計均為160Nm，說明與P1 電機拖動扭矩非強相關，進一步的，通過調整P1 電機拖動斜率，發現對異響并無明顯改善。

3.2 敲擊時刻分析

敲擊聲發生時：發動機轉速940rpm（58齒信號），P1 電機扭矩160Nm，敲擊主要發生在P1 電機拉拽發動機啟動過程，且此時發動機還未點火，因此啟動敲擊聲是一種短而急促的敲擊聲，同時，因為敲擊產生的振動加大，乘客在座椅上可感受到輕微振感，帶來不舒適的乘坐體驗。(圖4)

圖4 敲擊時刻分析圖

3.3 振動數據分析

各位置振動數據如圖5 所示，振動測點如圖6 所示。

圖5 振動數據

圖6 振動測點

在左后懸被動處，右后懸被動處，左后懸主動處，右后懸主動處，發變結合面等各處均布置振動傳感器，懸置主被動振動均小于發變結合面位置振動，每個懸置被動端振動遠小于主動端振動

因此綜上：鎖定發動機介入敲擊聲為飛輪敲擊聲，并排除懸置撞擊可能。

3.4 發動機實測缸壓分析

行駛過程中發動機介入工況敲擊聲和發動機啟動首個壓縮缸壓相對應；首個壓縮缸壓大于15bar 有敲擊聲，小于15bar 無敲擊聲，說明敲擊與發動機強相關。

3.5 發動機理論缸壓分析

發動機燃燒示功圖如圖8 所示。

圖7 實測缸壓曲線

圖8 發動機示功圖

活塞從下止點壓縮到上止點：

根據絕熱氣體原理[3]：P2/P1=（V1/V2）k

其中k 為空氣的絕熱指數，其值等于1.41，P1=1bar

V1/V2=壓縮比=13

P2=P1*（V1/V2）k=1*13^1.41=37.2bar

如果氣缸完全絕熱，氣缸從1bar 最大壓縮能達到37.2bar，因而市車測試中測試出30bar 左右的缸壓屬于正常情況。

依此分析出，由于發動機壓縮比較大，帶來的缸內壓力也較大，為敲擊的產生提供了激勵源。

3.6 敲擊飛輪拆解分析

將敲擊飛輪拆解，如圖9 所示，確認離心擺運動到法蘭拖動側極限位置，在周向和徑向出現敲擊痕跡，根據此雙質量飛輪設計原理，當離心擺內部質量塊墊片運動到軌道邊緣位置時，先由橡膠塊進行減震吸能，但為了保護橡膠塊的使用壽命，不可能無限壓縮橡膠塊，在壓縮到一定壓縮量時，需由質量塊墊片與驅動盤直接接觸，即金屬與金屬部分承擔最后的接觸能量，并且，此雙質量飛輪設計中，理論上每個質量塊墊片運動到極限位置時，有3 個點同時接觸，保證質量塊墊片的運行穩定性，如此，通過理論分析和雙質量飛輪內部的設計原理，可基本鎖定具體敲擊位置為雙質量飛輪內部的離心擺與質量塊墊片，如圖9 所示鎖定敲擊具體位置。

圖9 離心擺內部敲擊痕跡

4 異響源實物驗證

為進一步地驗證前文的分析結論，將DMF 離心擺（即CPA）摘除后裝車進行實物驗證，經NVH 團隊實測，結果如圖10 所示，發動機介入敲擊聲消失。因此可徹底鎖定發動機介入敲擊聲為CPA 敲擊聲。

圖10 取消離心擺前后振動對比

5 離心擺優化方案

通過仿真計算，有敲擊的離心擺原始狀態下，敲擊能量為0.64J，且雙質量飛輪內部4 個離心擺的敲擊能量大小相當。根據前文所述的離心擺工作原理，當質量塊墊片運動到軌道邊緣位置時，先由橡膠塊進行減震，經過減震后的質量塊最后會與驅動盤發生撞擊接觸，故提高橡膠塊的減震吸能能力，會減弱傳遞到驅動盤上的撞擊能力，從而，降低傳出的敲擊聲。根據敲擊原理，加厚離心擺內部橡膠厚度0.5mm，將橡膠壓縮率從2.4%提升到30%，經過計算離心擺敲擊能量從0.64J 降低到0.22J，橡膠減震吸能能力得到大幅提升。敲擊能量仿真結果如圖11 所示，離心擺內部結構，如圖12 所示。

圖11 敲擊能量計算結果

圖12 離心擺內部結構

6 改善效果驗證

1）橡膠加厚以后發變結合面振動從40g以上，減弱至25g 以下；

圖13 原始狀態測試數據

圖14 優化后測試數據

2）主觀評價即使在30bar 大壓縮缸壓下，啟動敲擊也無法感受到，主觀評價從5 分提高至7 分，狀態可接受。

7 結論

混動車型發動機壓縮比較高，帶來較高的缸內壓力，同時混動系統發動機啟動由P1電機拖動，帶來更為復雜的傳動系統。在大缸壓的沖擊下，使雙質量飛輪內部離心擺結構形成較大的敲擊能量，通過仿真計算，可確定內部橡膠加厚以后對能量吸收的貢獻，從實際驗證效果上，可以明確此方案對于雙質量飛輪內部離心擺的啟動敲擊具有決定性的作用。