嚴正峰 張嘉浩 劉翼聞 何冠侯

（1.合肥工業(yè)大學，合肥 230009；2.蕪湖大捷離合器有限公司，蕪湖 241100）

主題詞：限扭減振器 混合動力傳動系統(tǒng) 扭轉振動 鍵合圖

1 前言

相比于傳統(tǒng)汽車，混合動力電動汽車（Hybrid Electric Vehicle，HEV）的傳動系統(tǒng)更加復雜，因而噪聲和振動問題更加突出[1-3]。傳動系統(tǒng)的扭轉振動可與車輛的縱向及其他方向的振動耦合，從而產(chǎn)生復雜的噪聲和振動[4]。因此，改善混合動力傳動系統(tǒng)的扭轉振動具有重要意義。

目前，常用的方法是在傳動系統(tǒng)上安裝扭轉減振器或者采用雙質量飛輪[5-6]，前者相對于后者在結構上更簡單，成本更低，應用也更為廣泛。文獻[7]提出了一種干式摩擦片限扭減振器，利用構成彈簧座的座板充當摩擦板，使構成彈簧座的一對座板彼此連接的鉚釘不負擔扭矩傳遞，從而減小鉚釘尺寸，延長使用壽命。文獻[8]提出了一種帶有分離抑制元件、裝配更簡單的濕式摩擦片限扭減振器，能抑制摩擦因數(shù)的變化，使臨界扭矩穩(wěn)定。文獻[9]提供了2種干式和2種濕式限扭減振器，分別裝有具有阻尼器總成的密封容器和扭矩限制器，扭矩限制器從驅動單元接收轉矩并將轉矩傳遞到阻尼器。

本文針對一款混合動力車型，詳細分析限扭減振器的結構及工作原理，確定關鍵參數(shù)，開展限扭力矩與扭轉特性的設計及試驗研究，并建立混合動力傳動系統(tǒng)模型，分析其減振效果，為限扭減振器的優(yōu)化設計提供參考。

2 混合動力汽車限扭減振器結構及工作原理

2.1 混合動力系統(tǒng)結構

圖1 所示為某款插電式混合動力汽車的傳動系統(tǒng)結構，是一種行星齒輪功率分流式結構。行星齒輪組是混合動力系統(tǒng)的功率分流裝置，由太陽輪、行星輪、行星架和齒圈組成：太陽輪與發(fā)電機（MG1）相連，行星架通過限扭減振器與發(fā)動機飛輪相連，齒圈是行星齒輪組的輸出裝置，其輸出的扭矩由齒輪減速機構、差速器和半軸傳遞到車輪。該傳動系統(tǒng)主要工作模式如表1所示。

圖1 某款混合動力汽車傳動系統(tǒng)結構

表1 某款混合動力汽車的工作模式

該混合動力汽車復雜的工作模式使其傳動系統(tǒng)的扭振比傳統(tǒng)燃油汽車更大。為了使其擁有更好的NVH性能，減小發(fā)動機扭轉振動對傳動系統(tǒng)的影響，在發(fā)動機飛輪上安裝了限扭減振器，一方面可以顯著減弱發(fā)動機的扭轉振動，另一方面可以防止發(fā)動機過大的扭矩使傳動系統(tǒng)過載而損壞。

2.2 限扭減振器結構及工作原理

限扭減振器安裝在發(fā)動機飛輪上，利用摩擦片、減振彈簧和花鍵轂等傳遞發(fā)動機扭矩。當發(fā)動機扭矩超出其最大靜摩擦力力矩時，其摩擦片會打滑，以防止傳動系后端元件過載。同時，限扭減振器內部還安裝有扭轉減振器，可以將發(fā)動機飛輪端較大的扭轉振動角加速度衰減為變速器輸入軸處較小的角加速度，使傳動系有更好的NVH性能。

圖2所示為限扭減振器的爆炸圖，其中從動盤總成包括摩擦片4、從動片6、摩擦片7和扭轉減振器5，扭轉減振器5 安裝在從動片6 上，主要由彈性元件（減振彈簧）和阻尼元件（阻尼片）等組成。由于限位塊的限制，減振彈簧的形變量存在上限，因此扭轉減振器所傳遞的最大扭矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，設計時應考慮發(fā)動機的最大轉矩。彈性元件的主要作用為降低傳動系的輸入端扭轉剛度、降低傳動系統(tǒng)的固有頻率，以及改變其固有振型；阻尼元件的主要作用是耗散振動的能量。

圖2 限扭減振器爆炸圖

3 限扭減振器碟形彈簧彈性特性

碟形彈簧為壓盤片提供壓力，其參數(shù)直接影響作用在摩擦片上的壓力，進而影響限扭減振器所能傳遞的最大扭矩。限扭減振器常采用單片碟形彈簧，其結構如圖3所示[10]。

圖3 無支承面單面碟形彈簧結構示意[10]

本文采用的碟形彈簧材料為50CrVA，其彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，尺寸參數(shù)如表2所示。

表2 碟形彈簧尺寸參數(shù) mm

由文獻[11]可得單片碟簧負荷F為：

計算得碟形彈簧彈性特性曲線如圖4 所示。選取工作點f=0.75h0=3.45 mm時，F(xiàn)=5 615.30 N。

圖4 碟形彈簧彈性特性

4 限扭減振器限扭力矩及扭轉特性確定

限扭力矩決定了限扭減振器所能傳遞的最大發(fā)動機扭矩，它的確定要根據(jù)傳動系統(tǒng)的載荷能力和發(fā)動機的動力參數(shù)綜合考慮。本文以某款混合動力汽車的限扭減振器參數(shù)為例，說明限扭力矩的確定過程，并進一步確定其扭轉特性。

4.1 限扭力矩

限扭減振器的限扭力矩即其摩擦片的滑摩力矩Tslip，計算過程可參照傳統(tǒng)燃油汽車摩擦離合器的靜摩擦力矩Tc。限扭減振器摩擦片參數(shù)如表3 所示。

表3 限扭減振器摩擦片參數(shù)

平均摩擦半徑Rc為[12]：

式中，R=D1/2；r=d1/2。

得到Rc=108.34 mm，取摩擦因數(shù)f1=0.3，碟形彈簧的壓緊力F為5 334.54～5 896.07 N，摩擦片傳遞的靜摩擦力矩Tc為：

于是計算得到Tc為346.77～383.27 N·m，即為限扭力矩Tslip。

4.2 扭轉特性

限扭減振器使用的單級剛度扭轉減振器的扭轉特性參數(shù)如表4所示。扭轉角剛度k取決于減振彈簧的線剛度和結構布置尺寸。

當發(fā)動機正向輸出扭矩時，限扭減振器扭轉特性公式為：

式中，T為限扭減振器傳遞的扭矩；θ為轉角。

由此得到限扭減振器扭轉特性如圖5所示。其中極限轉矩Tj為減振盤消除限位后所能傳遞的最大轉矩，極限轉角θj為減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時的轉角。限扭減振器的限扭力矩Tslip為346.77～383.27 N·m。

圖5 限扭減振器扭轉特性

5 扭轉特性試驗與結果分析

限扭減振器扭轉特性試驗采用定扭轉疲勞試驗機，型號為DNP-1500。該設備符合行業(yè)標準QC/T 27—2014《汽車干摩擦式離合器總成臺架試驗方法》，由于限扭減振器與傳統(tǒng)從動盤式離合器的原理與結構類似，因此可采用該設備進行限扭減振器的扭轉特性試驗。

如圖6所示，將限扭減振器樣件安裝在定扭轉疲勞試驗機上，設置好扭轉力矩并進行加載。

圖6 限扭減振器試驗

試驗得到的扭轉特性曲線如圖7所示，該限扭減振器的扭轉特性與計算結果基本一致。限扭力矩在350 N·m左右，與計算結果（346.77～383.27 N·m）相符合。

圖7 扭轉特性試驗結果

6 減振效果仿真

6.1 傳動系統(tǒng)扭轉振動模型

混合動力汽車的傳動系統(tǒng)較為復雜，尤其是通過行星輪系來實現(xiàn)動力耦合的系統(tǒng)。因此，在傳動系統(tǒng)建模常用的3 種方法（圖論方法、自動建模方法以及鍵合圖方法）[1]中選用鍵合圖方法。與其他動力學方法相比，鍵合圖方法可以用統(tǒng)一的方式處理多種能量形式并存的系統(tǒng)且結構簡明，并可以直觀地表示各元件之間的相互作用和能量轉換關系[13-15]。另外，鍵合圖模型可以很容易地推導出系統(tǒng)狀態(tài)方程或者轉化為Simulink模型，以便使用MATLAB/Simulink來求解。

建模范圍包括飛輪、限扭減振器、行星齒輪組、減速器、差速器、半軸、車輪和車身。在模型建立時，采用了幾種簡化措施[16-17]：

a.電機轉子、齒輪的轉動慣量很大，軸的轉動慣量很小，因此將軸的轉動慣量集中到電機轉子、齒輪上；

b.曲軸和發(fā)動機中其他轉動部件的轉動慣量簡化為飛輪的轉動慣量；

c.忽略輔助構件，如機油泵等的影響；

d.忽略混合動力傳動系統(tǒng)中齒輪磨損變形的影響；

e.忽略混合動力傳動系統(tǒng)中各軸、齒輪的加工誤差、安裝誤差及磨損變形；

f.忽略縱向振動對傳動系統(tǒng)扭轉振動的影響。

由于限扭減振器主要衰減發(fā)動機輸入端的扭轉振動，取發(fā)動機和電動機共同驅動的工況進行建模仿真，得到的傳動系統(tǒng)扭轉振動鍵合圖模型如圖8 所示。

圖8 傳動系統(tǒng)扭轉振動鍵合圖模型

圖8中：Se1、Se33分別為發(fā)動機和電機扭矩輸入；Se54、Se61分別為作用在輪胎上的摩擦力矩和車身的空氣阻力與加速阻力之和；I2為飛輪與限扭減振器的轉動慣量之和；R4、C5分別為限扭減振器的阻尼和柔度；I8、I11、I18、I25分別為行星齒輪組行星架、太陽輪、行星輪和齒圈的轉動慣量；I32、I34、I47分別為減速器中間軸、電動機輸入軸齒輪、差速器的轉動慣量；I53為輪胎的轉動慣量；I60為車身的質量；R16、C17、R22、C23、R29、C30、R38、C39、R44、C45、R50、C51為各對齒輪嚙合時的等效嚙合阻尼和等效嚙合柔度；R57、C58為輪胎的阻尼與柔度。

6.2 仿真模型及結果

盡管建立的鍵合圖模型具有全積分因果關系，可以運用一定的步驟列寫出狀態(tài)方程，但是元件數(shù)量多，推導過程較為繁雜。因此，將鍵合圖模型轉化為方塊圖，再在Simulink中搭建仿真模型，利用MATLAB/Simulink求解。

模型的輸入為發(fā)動機飛輪處正弦波動的轉矩：

式中，t1為時間；Te為發(fā)動機輸出轉矩；A為振幅；ω為頻率；T0為穩(wěn)定轉矩。

發(fā)動機的輸入扭矩激勵更加復雜，這里是對混合動力傳動系統(tǒng)受迫振動的一種簡化[18]。

電動機側的輸入為恒定的轉矩：

式中，Tm為電動機輸出轉矩；Tcon為電動機穩(wěn)定輸出的轉矩。

角加速度是衡量扭轉振動的重要參數(shù)之一，因此以傳動系統(tǒng)元件的角加速度作為輸出。

當發(fā)動機與電動機共同工作使車輛加速時，傳動系統(tǒng)各主要元件角加速度如圖9～圖12所示。

從圖9～圖12 中可以看出：在發(fā)動機正弦扭矩輸入的激勵下，傳動系統(tǒng)各主要元件角加速度波動幅值較大，且由于傳動系統(tǒng)齒輪的嚙合阻尼較小，衰減較慢；在使用限扭減振器后，與限扭減振器連接的行星架處的角加速度波動衰減速度明顯提高，2 s 后角速度波動基本穩(wěn)定。故后端元件（齒圈、減速器中間軸、差速器）的角速度波動均有了明顯改善。

圖9 行星架角加速度對比

圖10 齒圈角加速度對比

圖11 減速器中間軸角加速度對比

圖12 差速器角速度對比

6.3 減振效果主觀評價

目前，對于限扭減振器在混合動力傳動系統(tǒng)中的實際減振效果，大多采用主觀評價的方法。常采用的主觀評價表如表5所示。

表5 主觀評價表

該款限扭減振器交付后，實際安裝在該混合動力傳動系統(tǒng)中，主觀評價結果為8分，減振效果好。

7 結論

a.在混合動力傳動系統(tǒng)常使用的限扭減振器設計中，所能傳遞的最大扭矩及減振效果是主要的考慮因素，因此最大靜摩擦力矩的確定，包括碟形彈簧的彈性特性、減振器的扭轉特性等是重要的設計參數(shù)。

b.混合動力傳動系統(tǒng)具有復雜的結構，使用鍵合圖方法建模能夠方便地利用MATLAB/Simulink 軟件進行仿真。

c.限扭減振器在發(fā)動機波動扭矩激勵輸出時，對于衰減傳動系統(tǒng)后端元件扭轉振動的效果明顯，可以很好地改善混合動力傳動系統(tǒng)的NVH性能。