吳虎威，吳光強(qiáng)，2

(1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804； 2.東京大學(xué)生產(chǎn)技術(shù)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(zhì)量的一個(gè)重要指標(biāo)[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(yán)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(guān)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(xiàn)[2]和文獻(xiàn)[3]中利用實(shí)車實(shí)驗(yàn)，提出增大從動盤式扭轉(zhuǎn)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(xiàn)[4]中利用集中質(zhì)量建模方法建立動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)振動和齒輪敲擊情況，結(jié)果表明合理設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼可有效抑制傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)波動和非承載齒輪對的敲擊振動。文獻(xiàn)[5]中利用集中質(zhì)量建模方法，對比分析了采用從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器和雙質(zhì)量飛輪式扭轉(zhuǎn)減振器情況下變速器非承載齒輪對敲擊力的情況。結(jié)果表明，采用雙質(zhì)量飛輪式扭轉(zhuǎn)減振器后各非承載齒輪對敲擊情況明顯改善。文獻(xiàn)[6]和文獻(xiàn)[7]中針對1擋爬行工況下傳動系統(tǒng)劇烈的扭轉(zhuǎn)波動和變速器齒輪敲擊問題，提出設(shè)計(jì)開發(fā)新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器，即在原有怠速級和主減振級之間增加一級，仿真結(jié)果表明新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器可有效解決傳動系統(tǒng)劇烈的扭轉(zhuǎn)波動和嚴(yán)重的變速器齒輪敲擊問題。

關(guān)于離心擺吸振器(centrifugal pendulum vibration absorber，CPVA)技術(shù)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(yùn)動穩(wěn)定性[8-9]等，并在航空領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)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(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)合在一起，之后又將離心擺吸振器應(yīng)用于液力變矩器[10]。文獻(xiàn)[11]中通過數(shù)值推導(dǎo)發(fā)現(xiàn)該減振器固有頻率與飛輪穩(wěn)定轉(zhuǎn)速成正比，通過合理調(diào)整離心擺的結(jié)構(gòu)參數(shù)可完全消除發(fā)動機(jī)點(diǎn)火頻率引起的轉(zhuǎn)矩波動。

本文中在原有研究的基礎(chǔ)上[6]，推導(dǎo)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(yīng)用在設(shè)計(jì)開發(fā)的新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器從動盤轂上，基于臺架實(shí)驗(yàn)測得大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)矩傳遞特性結(jié)果，通過建立的車輛動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動和變速器齒輪敲擊振 敲耦合模型以及整車縱向運(yùn)動和受力分析模型，評價(jià)設(shè)計(jì)開發(fā)的帶與不帶離心擺的大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動慣量為JC的從動盤轂繞軸心O點(diǎn)旋轉(zhuǎn)，離心擺被視為一個(gè)通過無質(zhì)量連桿與從動盤轂上A點(diǎn)連接的擺錘，它可繞A點(diǎn)自由旋轉(zhuǎn)，TC為作用于從動盤轂上的力矩。

由圖1中幾何關(guān)系可得離心擺質(zhì)心坐標(biāo)為

式中：rp為連接點(diǎn)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(zhuǎn)角。

將離心擺質(zhì)心橫、縱坐標(biāo)位移分別求導(dǎo)，得到離心擺質(zhì)心沿x軸和y軸的速度分別為

式中mp為擺錘質(zhì)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(shí)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(shí)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(zhuǎn)速成正比，同樣發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩激勵頻率與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速成正比，因此可通過調(diào)整離心擺吸振器參數(shù)使其吸收發(fā)動機(jī)整個(gè)轉(zhuǎn)速區(qū)間的振動。

離心擺吸振器等效至從動盤轂的轉(zhuǎn)動慣量為[9]

由式(15)可知，當(dāng) rp/lp＝ω2/μ2時(shí)，離心擺的等效轉(zhuǎn)動慣量為無窮大，可有效降低從動盤轂扭轉(zhuǎn)振動能量。對于直列四沖程四缸發(fā)動機(jī)而言，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)頻的2階激勵為傳動系統(tǒng)主要激勵，因此應(yīng)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(xué)建模

2.1 新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)開發(fā)

根據(jù)車輛基本參數(shù)設(shè)計(jì)開發(fā)大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器，試制大轉(zhuǎn)角減振器樣件，利用如圖2所示的專用臺架實(shí)驗(yàn)，測得試制的大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)矩傳遞特性見圖3。由圖3可知，大轉(zhuǎn)角減振器在驅(qū)動側(cè)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(fù)載轉(zhuǎn)矩需求設(shè)計(jì)，第2級彈性剛度大小為1.7N·m/(°)，減振器驅(qū)動側(cè)最大工作角度為26.6°，拖動側(cè)最大工作角度為19.5°，整個(gè)工作角度范圍達(dá)46.1°，遠(yuǎn)大于傳統(tǒng)從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器的工作角度范圍。

圖2 扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)矩傳遞特性專用臺架實(shí)驗(yàn)

圖3 大轉(zhuǎn)角減振器轉(zhuǎn)矩傳遞特性臺架測試結(jié)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(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器情況下車輛動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動和變速器齒輪敲擊的振 敲耦合以及整車縱向運(yùn)動的微分方程組分別為

圖4 動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動和變速器齒輪敲擊振敲耦合模型

圖5 車輛縱向運(yùn)動和受力分析模型

式中：J和J′為質(zhì)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(fù)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(xiàn)[6]和文獻(xiàn)[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(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器性能分析

在爬行工況下發(fā)動機(jī)各缸內(nèi)壓強(qiáng)和曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線如圖6所示。對于直列四缸四沖程發(fā)動機(jī)而言，發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)兩圈，按照缸3-缸4-缸2-缸1的點(diǎn)火順序點(diǎn)火4次，各缸點(diǎn)火時(shí)刻相差180°CA，利用基于發(fā)動機(jī)缸壓的準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動機(jī)模型計(jì)算公式[7]，算得車輛爬行工況下發(fā)動機(jī)動態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩如圖7所示。

圖6 爬行工況下發(fā)動機(jī)缸壓隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

圖7 爬行工況下發(fā)動機(jī)動態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩

利用式(16)，得到不帶CPVA的大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器工作角位移如圖8所示，大轉(zhuǎn)角減振器工作在6.9°～8.2°之間，工作角度完全位于大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器第2級區(qū)域內(nèi)，主減振軸套板內(nèi)齒往復(fù)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(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器情況下一定時(shí)域內(nèi)發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速分別如圖9和圖10所示。由圖9可知，發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速在均值846r/min上下波動，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速峰峰值為23r/min，從動盤轂轉(zhuǎn)速峰峰值為21r/min，從動盤轂不存在劇烈的扭轉(zhuǎn)波動；由圖9和圖10對比可知，新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器裝有CPVA后，從動盤轂轉(zhuǎn)速峰峰值減小約20r/min。

圖8 大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器工作角位移

圖9 不帶CPVA的發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果

圖10 帶CPVA的發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果

圖11 不帶CPVA的發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速頻譜圖

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

相應(yīng)地得到采用不帶CPVA和帶CPVA的大轉(zhuǎn)角減振器情況下變速器各非承載齒輪對敲擊力結(jié)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(shí)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(shí)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(shí)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(shí)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(shí)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(shí)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(zhuǎn)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(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速頻譜圖

圖13 變速器2擋齒輪對敲擊力結(jié)果

圖14 變速器3擋齒輪對敲擊力結(jié)果

圖15 變速器4擋齒輪對敲擊力結(jié)果

圖16 變速器5擋齒輪對敲擊力結(jié)果

圖17 變速器6擋齒輪對敲擊力結(jié)果

圖18 變速器倒擋齒輪對敲擊力結(jié)果

4 實(shí)車實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

將設(shè)計(jì)開發(fā)的大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器(不帶CPVA)安裝在研究車輛上，開展1擋爬行工況下實(shí)車實(shí)驗(yàn)，分別在發(fā)動機(jī)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(zhuǎn)速傳感器，如圖19所示，用于采集發(fā)動機(jī)飛輪和輸入軸1擋齒輪轉(zhuǎn)速信號。

采集得到的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和變速器輸入軸(輸入軸1擋齒輪)轉(zhuǎn)速結(jié)果如圖20所示。由圖可見，發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速在均值845r/min上下波動，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速峰峰值為21r/min，變速器輸入軸轉(zhuǎn)速峰峰值為18r/min，變速器輸入軸不存在劇烈的扭轉(zhuǎn)波動，與圖9中仿真結(jié)果相比，發(fā)動機(jī)和變速器輸入軸轉(zhuǎn)速幅值分別相差了2和3r/min。相應(yīng)地，實(shí)驗(yàn)測得發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和變速器輸入軸轉(zhuǎn)速頻譜圖分別如圖21和圖22所示。由圖可見，發(fā)動機(jī)和變速器輸入軸均在28.1和56.3Hz處存在峰峰值，該結(jié)果與圖11中仿真結(jié)果保持一致；由圖21可知，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(jié)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(zhuǎn)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(jié)果相比，峰峰值分別相差5.4和0.5r/min?？梢?，發(fā)動機(jī)和變速器輸入軸轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果在28.1和56.3Hz處峰峰值存在誤差，主要是因?yàn)椋喊l(fā)動機(jī)和變速器輸入軸轉(zhuǎn)速分別利用轉(zhuǎn)速傳感器采集飛輪齒圈和輸入軸上1擋齒輪轉(zhuǎn)速得到，通過采集齒數(shù)脈沖數(shù)換算得到的轉(zhuǎn)速信號與飛輪、輸入軸實(shí)際轉(zhuǎn)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(shí)車轉(zhuǎn)速傳感器布置方式

圖20 1擋爬行工況下實(shí)驗(yàn)測得發(fā)動機(jī)和從動盤轂轉(zhuǎn)速

圖21 1擋爬行工況下實(shí)驗(yàn)測得發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速頻譜圖

圖22 1擋爬行工況下實(shí)驗(yàn)測得輸入軸轉(zhuǎn)速頻譜圖

5 結(jié)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(zhuǎn)振動和變速器齒輪敲擊的振 敲耦合模型以及整車縱向運(yùn)動和受力分析模型。仿真結(jié)果表明，設(shè)計(jì)開發(fā)的新型大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器工作角度在6.9°和8.2°范圍內(nèi)，工作角度完全位于大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器第2級剛度區(qū)域內(nèi)，減振器主減振軸套板內(nèi)齒往復(fù)撞擊花鍵軸套外齒的現(xiàn)象被消除。

(2)分析了CPVA的減振機(jī)理及其在大轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器從動盤轂上的應(yīng)用。結(jié)果表明，帶CPVA的大轉(zhuǎn)角減振器從動盤轂轉(zhuǎn)速在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)減振器從動盤轂的技術(shù)難度較大，集成CPVA的大轉(zhuǎn)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(jìn)一步通過實(shí)車實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

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