徐旭初，葛鳳龍

(上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海 嘉定 201804)

發(fā)動機周期性的慣性力和氣體燃燒壓力是產(chǎn)生傳動系統(tǒng)扭振的主要原因［1］.由于節(jié)能環(huán)保的要求越來越高，同等質(zhì)量的零部件輸出的能量越來越高，動力總成零部件的工作環(huán)境越來越惡劣，而客戶對車輛的舒適性的要求越來越高，因此，如何有效地降低傳動系統(tǒng)的噪聲，是每個整車公司在開發(fā)過程中的重要課題.

雙質(zhì)量飛輪由于具有良好的隔振效果，已經(jīng)廣泛應用于各類車輛中.相比于傳統(tǒng)飛輪，雙質(zhì)量飛輪整個飛輪被一分為二，即有第一質(zhì)量和第二質(zhì)量.發(fā)動機輸出的扭矩通過弧形彈簧和傳力板，由第一質(zhì)量傳遞到第二質(zhì)量，其中，第二質(zhì)量通過軸承相對于第一質(zhì)量可以自由轉(zhuǎn)動，如圖1所示.

圖1 雙質(zhì)量飛輪結構示意圖

因此，相比于傳統(tǒng)的減振離合器，雙質(zhì)量飛輪可以提供更大的相對工作扭轉(zhuǎn)角度，在保證足夠的轉(zhuǎn)矩容量的前提下，可以大大降低彈簧剛度，實現(xiàn)更加理想的隔振效果.同時，雙質(zhì)量飛輪可實現(xiàn)轉(zhuǎn)動慣量的重新分配，使得傳動系統(tǒng)的共振轉(zhuǎn)速降到怠速以下，可以有效地降低常用工況下的扭轉(zhuǎn)振動，消除變速箱打齒聲，提高整車的NVH 性能［2－3］.

采用雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)可以有效地隔離傳動系統(tǒng)的扭振，在正常行駛工況中，提供較好的用戶體驗.但是，采用雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)的共振轉(zhuǎn)速在怠速轉(zhuǎn)速以下，當發(fā)動機啟動、熄火時，會經(jīng)過系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速區(qū)域，容易引起系統(tǒng)共振，造成變速箱打齒聲.對于發(fā)動機啟動工況，可以通過提高啟動電機輸出扭矩及發(fā)動機啟動扭矩，縮短整個啟動時間，使轉(zhuǎn)速迅速通過共振區(qū)域，改善啟動效果［4］.對于發(fā)動機熄火工況，也可以通過ECU熄火標定策略優(yōu)化來改善.

本文主要針對發(fā)動機熄火工況，通過ECU標定減小熄火時節(jié)氣門的開度，降低傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速波動，避免變速箱打齒聲.本文的研究結果對于其他車輛同樣具有應用價值.

1 扭振測試原理

1.1 車輛基本配置

通過在某開發(fā)中的車輛上進行扭振測試，分析不同節(jié)氣門開度對熄火時轉(zhuǎn)速波動的影響.相關車輛配置如表1所示.

表1 測試車輛配置情況

1.2 雙質(zhì)量飛輪減振原理

發(fā)動機動力傳輸由發(fā)動機曲軸經(jīng)飛輪第一質(zhì)量、飛輪第二質(zhì)量和離合器蓋總成，經(jīng)過離合器盤總成，最終到達變速箱輸入軸.相比于雙質(zhì)量飛輪的彈簧剛度，曲軸的連接剛度、變速箱輸入軸的剛度可認為無窮大，此傳動系統(tǒng)可簡化為單個自由度的振動模型，如圖3所示.其中，J1為雙質(zhì)量飛輪第一質(zhì)量側(cè)的等效轉(zhuǎn)動慣量，包括發(fā)動機曲軸系統(tǒng)及其附件的轉(zhuǎn)動慣量，雙質(zhì)量飛輪第一質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量;J2為雙質(zhì)量飛輪第二質(zhì)量側(cè)的等效轉(zhuǎn)動慣量，包括雙質(zhì)量飛輪第二質(zhì)量，離合器總成以及變速箱輸入軸;k為雙質(zhì)量飛輪彈簧剛度;c為雙質(zhì)量飛輪的阻尼系數(shù);ωn為系統(tǒng)固有頻率.

圖3 傳動系統(tǒng)簡化模型

由(1)式可得，傳動系統(tǒng)固有角頻率ωn為84.6 rads.

其中，Order為傳動系統(tǒng)主階次，Ncylinder為發(fā)動機缸數(shù)，Ncycle為發(fā)動機單缸的每周期的往復次數(shù).

由(2)式可知，傳動系統(tǒng)主階次由發(fā)動機型號決定，由于采用直列四缸4沖程發(fā)動機，所以，主階次為2階.由(3)式可得，傳動系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速為404 rmin.

1.3 扭振測量原理介紹

通過在變速箱殼體上固定安裝轉(zhuǎn)速傳感器，利用飛輪起動齒圈和變速箱輸入軸固定齒輪，得到發(fā)動機和變速箱輸入軸的轉(zhuǎn)速信號，經(jīng)過扭振測試儀，將離散信號擬合為連續(xù)信號，最后通過計算機顯示、處理相關數(shù)據(jù)，可得到轉(zhuǎn)速－時間曲線，角加速度－時間曲線，轉(zhuǎn)角波動－時間曲線等等［5］.圖4為扭振測試系統(tǒng)示意圖.

圖4 扭振測試系統(tǒng)示意圖

2 通過ECU標定優(yōu)化熄火工況

通過ECU熄火標定策略優(yōu)化降低發(fā)動機熄火時節(jié)氣門開度，可以在發(fā)動機缸體內(nèi)形成負壓，對曲軸連桿機構的運動形成制動效應，使發(fā)動機轉(zhuǎn)速迅速下降，穿過共振區(qū)域，減小發(fā)動機的轉(zhuǎn)速波動，降低變速箱打齒聲.以下將在不同節(jié)氣門開度情況下，通過轉(zhuǎn)速、角加速度、相對轉(zhuǎn)角等數(shù)據(jù)的比較，分析節(jié)氣門開度對熄火工況的影響.

具體試驗操作過程:對車輛進行15 km的熱車，確保發(fā)動機水溫達到90℃以上，變速箱油溫60℃以上;使車輛處于空擋怠速工況，拉起手剎;發(fā)動機啟動，等到發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，開始記錄數(shù)據(jù)，約1 s后發(fā)動機熄火，等到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為0 rmin后，停止并保存測試數(shù)據(jù).每次更改節(jié)氣門開度標定后，重新完成發(fā)動機啟動和熄火動作，并記錄數(shù)據(jù).

ECU標定優(yōu)化節(jié)氣門開度為2﹪左右時，扭振測試數(shù)據(jù)如圖5所示.從圖5可以看出，發(fā)動機熄火時，轉(zhuǎn)速開始降低，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低到400 rmin左右時，轉(zhuǎn)速開始出現(xiàn)較大波動，一直到轉(zhuǎn)速為0 rpm，轉(zhuǎn)速波動呈現(xiàn)增大的趨勢.在整個減速過程中，變速箱輸入軸最大角加速度大約為1 000 rads2，發(fā)動機輸出與變速箱輸出的最大相對轉(zhuǎn)角大約為30°.該工況下，可聽見明顯的變速箱打齒聲，該噪聲等級為5.5，會被少數(shù)用戶發(fā)現(xiàn)并引起抱怨.

圖5 節(jié)氣門開度為2﹪時的扭振數(shù)據(jù)

ECU標定優(yōu)化節(jié)氣門開度為0.5﹪～1﹪時，扭振測試數(shù)據(jù)如圖6所示.從圖6可以看出，發(fā)動機熄火時，轉(zhuǎn)速開始降低，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低到300 rmin左右時，轉(zhuǎn)速開始出現(xiàn)較大波動，一直到轉(zhuǎn)速為0 rmin，轉(zhuǎn)速波動呈現(xiàn)增大的趨勢.在整個減速過程中，變速箱輸入軸最大角加速度大約為400 rads2，發(fā)動機輸出與變速箱輸出的最大相對轉(zhuǎn)角大約為14°.該工況下，可聽見輕微的變速箱打齒聲，該噪聲等級為6.5，該聲音不會被用戶發(fā)現(xiàn)并引起抱怨.

ECU標定優(yōu)化節(jié)氣門開度為0.0﹪～0.2﹪左右時，扭振測試數(shù)據(jù)如圖7所示.從圖7可以看出，發(fā)動機熄火時，在整個減速過程中，發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速和變速箱輸入轉(zhuǎn)速擬合度較好，無明顯轉(zhuǎn)速波動，變速箱輸入軸最大角加速度大約為200 rads2，發(fā)動機輸出與變速箱輸出的最大相對轉(zhuǎn)角大約為4°.該工況下，無變速箱打齒聲，該噪聲等級為7，主觀感覺好.

圖6 節(jié)氣門開度為0.5﹪～1﹪時的扭振數(shù)據(jù)

圖7 節(jié)氣門開度為0.0﹪～0.2﹪時的扭振數(shù)據(jù)

3 結論

試驗結果如表2所示，可見，在變速箱齒輪側(cè)隙合理的前提下，當發(fā)動機熄火時，隨著節(jié)氣門開度的降低，變速箱輸入軸的角加速度和最大相對轉(zhuǎn)角明顯減小，可消除變速箱的打齒聲.

表2 不同節(jié)氣門開度的扭振情況及噪聲評估結果

［1］［日］小林明.汽車振動學［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1981:55－58.

［2］Alexander Fidlin，Roland Seebacher.DMF Simulation Techniques［M］.8thLUK Symposium，Germany，2006:55－71.

［3］Schweinfurt，Hartmut Bach.Systematic search for and vibratory assessmentof new action principles for alternative rotary vibration decoupling systems in the passenger car driveline［J］.Drive System Technique，2004(6):3－12.

［4］SujitMohire，Rakesh Burde.Evaluation of interdependent behavior of dual mass flywheel and engine starting system［C］.SAE，2010－01－01.

［5］Adamson S.Improved approaches to the measurement and analysis of torsional vibration［C］.SAE，2004 － 01－17.