李洪亮，黃元毅，鄧江華，何森東，王 東

（1.中國汽車技術(shù)研究中心汽車工程研究院，天津 300300；2.上汽通用五菱股份有限公司技術(shù)開發(fā)中心，廣西柳州 545007；3.西南交通大學振動噪聲研究所，四川成都 610031）

汽車的噪聲（Noise）、振動（Vibration）及不舒適性（Harshness）簡稱為NVH。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車的NVH已經(jīng)成為當前研究的熱點，其中，動力傳動系扭振是造成汽車NVH問題的重要因素之一［1－2］。按照治理目標，治理措施分為對振動源的治理、對振動傳遞路徑的治理以及對噪聲和振動接收對象的保護。雙質(zhì)量飛輪就是在動力傳動系扭振傳遞路徑中進行有效減振的措施之一。通過調(diào)整雙質(zhì)量飛輪內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)剛度及主、次飛輪的轉(zhuǎn)動慣量，改變了整個動力傳動系的扭振固有特性，避免了共振的產(chǎn)生，具有良好的減振性能［3－6］。

針對某發(fā)動機前置后驅(qū)的微車由動力傳動系扭振引致的低速車內(nèi)噪聲和振動問題，本研究擬建立該車動力傳動系的扭振當量計算模型，分析雙質(zhì)量飛輪的關(guān)鍵參數(shù)對其減振效果的影響，實現(xiàn)雙質(zhì)量飛輪的匹配設(shè)計，并對雙質(zhì)量飛輪的減振效果進行驗證。

1 問題描述

由于某發(fā)動機前置后驅(qū)微車的動力傳動系在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時（轉(zhuǎn)速1 000～1 500rpm）扭振劇烈，引起車內(nèi)較大的噪聲和振動（車內(nèi)噪聲與振動測試結(jié)果如圖1所示），嚴重影響了車內(nèi)人員的乘坐舒適性。

圖1 車內(nèi)振動和噪聲測試結(jié)果Fig.1 Test results of vehicle interior noise ＆vibration

對其動力傳動系進行扭振測試（如圖2所示）后發(fā)現(xiàn)，該車在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時，動力傳動系扭振非常劇烈，且在1 500rpm附近存在峰值。

從圖1，2中可以看出，該車動力傳動系在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時扭振較大，并造成了嚴重的車內(nèi)噪聲和振動問題，必須對其進行治理。而雙質(zhì)量飛輪是治理軸系扭振最有效的措施之一，因此，本研究擬采用雙質(zhì)量飛輪對其扭振進行治理，以期取得較好的減振效果，解決該車低速噪聲和振動問題，提升整車NVH性能。

2 關(guān)鍵參數(shù)對減振效果的影響

2.1 扭振當量模型的建立

圖2 動力傳動系扭振測試Fig.2 Test results of torsional vibration

汽車動力傳動系是一個復(fù)雜的多體系統(tǒng)。在分析汽車傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動時，將其實際結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)換成一個由有剛度無轉(zhuǎn)動慣量的軸段以及有轉(zhuǎn)動慣量無剛度的慣量盤構(gòu)成的多自由度系統(tǒng)，即實際傳動系的扭振當量系統(tǒng)［7－8］。

根據(jù)該發(fā)動機前置后驅(qū)微車的動力傳動系（如圖3所示）及其使用的雙質(zhì)量飛輪的初始參數(shù)，建立該車動力傳動系在安裝雙質(zhì)量飛輪時的扭振當量計算模型。通過該模型，計算獲取動力傳動系的扭振模態(tài)信息以及在發(fā)動機激勵下動力傳動系的扭振響應(yīng)。

圖3 動力傳動系扭振當量模型結(jié)構(gòu)示意Fig.3 Drivetrain equivalent torsion model

2.2 初級慣量對動力傳動系扭振響應(yīng)的影響

應(yīng)用動力傳動系扭振當量計算模型，針對雙質(zhì)量飛輪的初級慣量（也稱主飛輪慣量）、次級慣量以及扭轉(zhuǎn)剛度對系統(tǒng)扭振響應(yīng)的影響進行仿真分析。

保持雙質(zhì)量飛輪次級慣量和扭轉(zhuǎn)剛度不變，初級慣量對動力傳動系扭振的影響如圖4所示。從圖4中可以看出，隨著雙質(zhì)量飛輪初級慣量的增加，傳動軸輸出端的扭振角位移幅值減小，其減振效果變好，因此，在條件允許的情況下，應(yīng)適當增加雙質(zhì)量飛輪的初級慣量。

圖4 初級慣量對動力傳動系扭振的影響Fig.4 The impact of primary inertia

2.3 次級慣量對動力傳動系扭振響應(yīng)的影響

保持雙質(zhì)量飛輪的初級慣量和扭振剛度不變，次級慣量對動力傳動系扭振的影響如圖5所示。從圖5中可以看出，隨著次級慣量的增加，傳動軸輸出端的扭振角位移幅值總體減小，但在1 100rpm的峰值處增加。因此，在滿足減振要求的前提下，可適當降低次級慣量，以減小峰值處的幅值，使動力傳動系扭振在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的變化較為均勻、平緩，以提升整車的NVH性能。

圖5 次級慣量對動力傳動系扭振的影響Fig.5 The impact of secondary inertia

2.4 扭轉(zhuǎn)剛度對動力傳動系扭振響應(yīng)的影響

保持雙質(zhì)量飛輪初級和次級慣量不變，扭轉(zhuǎn)剛度對動力傳動系扭振的影響如圖6所示。從圖6中可以看出，雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)剛度越低，其減振作用越為明顯。因此，在滿足動力傳動系扭矩傳遞的條件下，應(yīng)適當減小雙質(zhì)量飛輪的扭振剛度，以提升其減振效果。

圖6 扭轉(zhuǎn)剛度對動力傳動系扭振的影響Fig.6 The impact of the torsional rigidity

3 雙質(zhì)量飛輪的減振效果分析

3.1 扭振當量模型的計算對比分析

結(jié)合工程應(yīng)用環(huán)境，對雙質(zhì)量飛輪的關(guān)鍵參數(shù)進行調(diào)整。將關(guān)鍵參數(shù)代入當量模型中進行扭振自由振動和強迫振動計算，將計算結(jié)果與原車狀態(tài)進行對比。

根據(jù)雙質(zhì)量飛輪的結(jié)構(gòu)特點，相比傳動的離合器，其扭轉(zhuǎn)剛度能更低［9］，扭振模態(tài)頻率計算結(jié)果見表1。從表1中可以看出，安裝雙質(zhì)量飛輪后，動力傳動系的扭振模態(tài)頻率都降低了，特別是第5階扭振模態(tài)頻率，降低了約18Hz。

表1 扭振模態(tài)頻率計算結(jié)果Table 1 The simulation results of torsion model

雙質(zhì)量飛輪對動力傳動系減振作用非常明顯。在發(fā)動機激勵下，動力傳動系在傳動軸輸出端的扭振響應(yīng)如圖7所示。從圖7中可以看出，安裝雙質(zhì)量飛輪后，在整個低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，動力傳動系的扭振幅值都明顯降低。

3.2 車內(nèi)噪聲與振動測試對比分析

根據(jù)雙質(zhì)量飛輪設(shè)計參數(shù)進行試制、安裝，并對雙質(zhì)量飛輪安裝前、后車內(nèi)的噪聲和振動進行測試對比，如圖8所示。

圖7 扭振角位移幅值對比Fig.7 The comparison of torsional vibration angular displacement

從圖8中可以看出，安裝雙質(zhì)量飛輪后，該車在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速區(qū)間（轉(zhuǎn)速為1 000～1 500rpm附近）車內(nèi)噪聲與振動得到了明顯改善，噪聲最大降低可達10dB；而且與原車狀態(tài)相比，安裝雙質(zhì)量飛輪后，車內(nèi)噪聲和振動隨轉(zhuǎn)速變化相對平緩，有極大地提升了整車NVH性能。

圖8 車內(nèi)噪聲和振動測試對比Fig.8 Test results of vehicle interior noise ＆vibration comparison

4 結(jié)論

1）基于動力傳動系扭振當量計算模型，分析了雙質(zhì)量飛輪初級慣量、次級慣量及扭轉(zhuǎn)剛度對雙質(zhì)量飛輪減振效果的影響，為雙質(zhì)量飛輪的工程設(shè)計應(yīng)用提供了參考。

2）提出了應(yīng)用雙質(zhì)量飛輪進行軸系扭振治理的方法，通過雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計、分析及應(yīng)用，對該發(fā)動機前置后驅(qū)的微車中動力傳動系的扭振進行了治理，提升了整車NVH性能。并對雙質(zhì)量飛輪的試制和實車的效果進行了驗證。

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