鄭光澤,王 池,郝 濤

(1.重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)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(shù)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(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的不規(guī)則性，使得汽車動力傳動系統(tǒng)經(jīng)常處于沖擊和振動的動態(tài)過程。當(dāng)動力系統(tǒng)的激勵頻率與動力傳動系統(tǒng)的固有頻率接近或相等時，將產(chǎn)生強烈的共振[1]。隨著發(fā)動機輕量化、增壓化的發(fā)展以及三缸機的廣泛使用，愈加不穩(wěn)定的扭矩更加劇了動力傳動系統(tǒng)的扭振響應(yīng)，導(dǎo)致動力傳動系統(tǒng)的NVH性能惡化。傳統(tǒng)的離合器式扭轉(zhuǎn)減振器(CTD)在動力傳動系統(tǒng)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(zhì)量飛輪(DMF)扭轉(zhuǎn)減振器因其優(yōu)異的隔振性能越來越多地應(yīng)用在小排量發(fā)動機上。

雙質(zhì)量飛輪將傳統(tǒng)的單質(zhì)量飛輪分為主次兩個飛輪，通過彈性阻尼元件連接。通過調(diào)整雙質(zhì)量飛輪彈性阻尼元件的動態(tài)特性參數(shù)，控制傳動系的扭振模態(tài)頻率以及變速器輸入軸的轉(zhuǎn)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(zhì)量的減小會加劇發(fā)動機端的轉(zhuǎn)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(fā)動機的可靠工作壽命。以往學(xué)者主要從試驗和仿真方面對發(fā)動機前端附件輪系的振動響應(yīng)做了大量的研究[5-8],分析了曲軸扭振及FEAD系統(tǒng)參數(shù)對前端振動響應(yīng)的影響。

本文建立動力傳動系統(tǒng)動力學(xué)仿真分析模型，并結(jié)合實驗測試，對比研究搭載CTD和DMF的動力傳動系統(tǒng)扭振響應(yīng)以及發(fā)動機前端附件輪系的振動響應(yīng)及其影響機理。

1 動力學(xué)仿真分析模型

動力總成多體動力學(xué)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(tǒng)。

圖1 動力總成多體動力學(xué)仿真模型

用旋轉(zhuǎn)耦合單元來模擬雙質(zhì)量飛輪的剛度阻尼特性。當(dāng)發(fā)動機工作在怠速和小負(fù)荷工況時，只有低剛度彈簧參與工作，此時DMF的扭轉(zhuǎn)剛度為K1=2.4 N·m/(°)；正常驅(qū)動時，2個彈簧并聯(lián)工作，此時DMF的扭轉(zhuǎn)剛度為K2=3.8 N·m/(°)；阻尼系數(shù)為0.06 N·ms/(°)。

在圖1所示的多體動力學(xué)分析模型的基礎(chǔ)上，調(diào)整雙質(zhì)量飛輪系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)等動態(tài)特性參數(shù)，可將DMF扭振減振器模型改為CTD扭轉(zhuǎn)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(tǒng)NVH性能影響的對比分析。

發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的單體分析模型如圖2所示，分析模型的關(guān)鍵輸入?yún)?shù)為曲軸帶輪Ring端轉(zhuǎn)速，該轉(zhuǎn)速由圖1所示的動力總成多體動力學(xué)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(yīng)，變速器設(shè)定為4擋，工況為3 000 r/min穩(wěn)速、25%負(fù)荷。采用非接觸式方法進行測量，在發(fā)動機曲軸帶輪處布置光電式轉(zhuǎn)速傳感器，在雙質(zhì)量飛輪處布置磁電式轉(zhuǎn)速傳感器，在發(fā)動機1#缸內(nèi)安裝缸壓傳感器，用LMS采集系統(tǒng)采集轉(zhuǎn)速脈沖信號和缸壓(見圖3)[9]。

圖3 實驗測試系統(tǒng)示意圖

將實驗缸壓信號導(dǎo)入動力總成多體動力學(xué)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(shù)據(jù)進行分析，得到主飛輪的角加速度，與仿真得到的數(shù)據(jù)進行對比分析。如圖4所示，仿真分析結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)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(fā)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(fā)動機附件動力消耗對曲軸轉(zhuǎn)速波動的影響。

圖4 雙質(zhì)量飛輪主飛輪角加速度

采用轉(zhuǎn)速波動衰減率來表示扭轉(zhuǎn)減振器對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速波動幅值;n2為次飛輪的轉(zhuǎn)速波動幅值。

由實驗數(shù)據(jù)計算得到的轉(zhuǎn)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(dāng)。

3 CTD與DMF的作用效果分析

3.1 扭振減振器前后端轉(zhuǎn)速波動

基于仿真分析模型(圖1)的計算結(jié)果，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min、25%負(fù)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(tǒng)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速波動具有較好效果。但是，主飛輪的轉(zhuǎn)速波動幅度較搭載CTD扭振減振器時飛輪的轉(zhuǎn)速波動相對較大，因此有必要分析搭載DMF對前端發(fā)動機NVH性能的影響。

3.2 前端附件輪系振動響應(yīng)

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

圖5 扭振減振器前后端轉(zhuǎn)速波動

圖6 曲軸帶輪轉(zhuǎn)速

根據(jù)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(jié)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(zhuǎn)速波動大，使得張緊臂必須以更大的轉(zhuǎn)角來維持帶段張力的穩(wěn)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(shù)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(yīng)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(jié)論

1) 建立動力總成多體動力學(xué)分析模型和發(fā)動機前端輪系動力學(xué)分析模型，并進行了仿真分析結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)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(zhuǎn)減振器對轉(zhuǎn)速波動的衰減效果的影響，發(fā)現(xiàn)DMF扭轉(zhuǎn)減振器能有效降低變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速不均勻性。

3) 研究了CTD和DMF扭轉(zhuǎn)減振器對發(fā)動機前端附件輪系振動響應(yīng)的影響，發(fā)現(xiàn)搭載DMF扭轉(zhuǎn)減振器會惡化前端輪系的振動響應(yīng)，不利于保持前端附件輪系的平穩(wěn)運行。

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