嚴(yán)正峰， 王尚睿， 張 波

（1.合肥工業(yè)大學(xué)，合肥 230009；2.湖北三環(huán)離合器有限公司，湖北，黃石 435000）

混合動(dòng)力汽車如今已成為汽車行業(yè)發(fā)展的一個(gè)重點(diǎn)。良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性是用戶對(duì)其基本要求，除此之外，噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise，Vibration and Harshness，NVH）也成為評(píng)價(jià)混合動(dòng)力汽車舒適性、噪聲控制水平的重要指標(biāo)［1-2］?；旌蟿?dòng)力汽車的振動(dòng)問題從結(jié)構(gòu)上可大致確定3 個(gè)激勵(lì)源：發(fā)動(dòng)機(jī)、電動(dòng)機(jī)及其他動(dòng)力總成，其振動(dòng)及噪聲問題的研究與傳統(tǒng)汽車相比更復(fù)雜［3］。而P2混合動(dòng)力汽車因其動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)汽車類似，有研發(fā)制造成本較低的優(yōu)勢(shì)，被廣泛應(yīng)用［4-5］。因此，有必要對(duì)P2 混合動(dòng)力汽車的扭振特性及其改善方式進(jìn)行研究。

混合動(dòng)力汽車基本繼承了傳統(tǒng)汽車的扭振減振方式，也就是在傳動(dòng)系中安裝扭轉(zhuǎn)減振器，很多研究人員對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器在混合動(dòng)力汽車上的應(yīng)用進(jìn)行了結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)與減振特性的分析。宋大風(fēng)等［6］研究了離合器從動(dòng)盤式扭轉(zhuǎn)減振器（Clutch Torsional Damper，CTD）在混合動(dòng)力汽車上的減振效果，搭建傳動(dòng)系的集中質(zhì)量模型，分別對(duì)離合器減振器一、二級(jí)剛度在傳動(dòng)系固有頻率下的表現(xiàn)進(jìn)行分析，但是其降低二級(jí)剛度、增大阻尼的優(yōu)化方法雖然能降低共振時(shí)的振動(dòng)峰值，卻導(dǎo)致高速工況時(shí)的振動(dòng)增大。嚴(yán)正峰等［7］介紹了一種用于混合動(dòng)力汽車限扭減振器的結(jié)構(gòu)及工作原理，確定關(guān)鍵參數(shù)，開展限扭力矩與扭轉(zhuǎn)特性的設(shè)計(jì)及試驗(yàn)研究，選用鍵合圖方法建立混合動(dòng)力汽車動(dòng)力總成模型，分析其減振效果，此研究為混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系減振提供了一種可參考的新方案。王歡［8］發(fā)明了一種用于P2 混合動(dòng)力系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)減振器，解決了現(xiàn)有的動(dòng)力總成軸向長(zhǎng)度大，無法適用于一些緊湊型車輛的問題。文獻(xiàn)［9］提出了一種雙質(zhì)量飛輪（Dual-Mass Flywheel，DMF）的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，使雙質(zhì)量飛輪可以更好地與混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系相匹配。LEE 等［10］研究了離心擺式雙質(zhì)量飛輪在單軸并聯(lián)混合動(dòng)力汽車上的應(yīng)用，并對(duì)離心擺式雙質(zhì)量飛輪的參數(shù)設(shè)計(jì)進(jìn)行了分析。除此之外，ZU Qinghua等［11］提出的磁流變液雙質(zhì)量飛輪是一種通過磁流變液裝置改變阻尼的扭轉(zhuǎn)減振器，為解決扭轉(zhuǎn)減振器在低速和高速工況下阻尼特性表現(xiàn)不同的問題提供了解決思路。綜上所述，目前在混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)減振器領(lǐng)域的研究已經(jīng)有了很大進(jìn)展，通過前人的研究可以看出，混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系減振的主要方案是在傳動(dòng)系安裝CTD 和DMF；或者是安裝以CTD 和DMF 結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)的其他改進(jìn)型扭轉(zhuǎn)減振器，如限扭減振器、離心擺式雙質(zhì)量飛輪和磁流變液雙質(zhì)量飛輪。

本文提出一種具有新型結(jié)構(gòu)的弧形彈簧式從動(dòng)盤扭轉(zhuǎn)減振器（Clutch Torsional Damper with Arcspring，CTD-AS），并對(duì)CTD、DMF 和CTD-AS 在某款P2 混合動(dòng)力汽車上的減振特性進(jìn)行了研究、對(duì)比，分析了它們?cè)诘湫凸r下的扭轉(zhuǎn)特性，并對(duì)扭轉(zhuǎn)剛度和遲滯力矩進(jìn)行了靈敏度分析。

1 P2混合動(dòng)力汽車扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)拓?fù)?/h2>

現(xiàn)有的CTD 與DMF 的產(chǎn)品技術(shù)都已較成熟。CTD 主要是在離合器從動(dòng)盤處安裝一個(gè)彈性-阻尼裝置來改變傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，但由于受到極限工作角的限制，CTD 的減振效果不佳［12］，其結(jié)構(gòu)如圖1a 所示；DMF 是將傳統(tǒng)單飛輪結(jié)構(gòu)分為兩個(gè)飛輪，并在兩個(gè)飛輪之間安裝彈簧減振器，有效地隔離了發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的扭振，但由于其體積大，需要較大的安裝空間，其結(jié)構(gòu)如圖1b所示。

圖1 CTD與DMF的結(jié)構(gòu)

針對(duì)混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的特點(diǎn)，提出一種新結(jié)構(gòu)CTD-AS。該結(jié)構(gòu)分別由預(yù)減振彈簧、外弧形彈簧、內(nèi)弧形彈簧形成的預(yù)減振、一級(jí)主減振、二級(jí)主減振的多級(jí)減振組成，其結(jié)構(gòu)如圖2 所示。相對(duì)CTD 而言，CTD-AS 增大了極限工作角、降低了彈簧剛度，使動(dòng)力傳輸更平穩(wěn)流暢，可實(shí)現(xiàn)更好的汽車平順性；相對(duì)DMF而言，CTD-AS縮小了體積，節(jié)省了安裝空間。

圖2 CTD-AS結(jié)構(gòu)

并聯(lián)混合動(dòng)力汽車的內(nèi)燃機(jī)與電機(jī)可以獨(dú)立工作，其動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)基本上與傳統(tǒng)汽車類似［5］。本文所研究車型為電機(jī)位于離合器與變速器之間的P2構(gòu)型，該構(gòu)型與其可選的3 種減振結(jié)構(gòu)拓?fù)浞桨溉鐖D3所示。

圖3 P2混合動(dòng)力汽車減振結(jié)構(gòu)拓?fù)浞桨?/p>

2 傳動(dòng)系扭振模型

為了研究混合動(dòng)力汽車動(dòng)力總成的扭振特性，要將其合理簡(jiǎn)化和抽象來建立動(dòng)力學(xué)模型，并根據(jù)研究需要選擇合適的建模方法。集中質(zhì)量法在混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系的扭振特性研究上依然是一種比較常用的方法［13］。發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)部件比較多且運(yùn)動(dòng)形式相對(duì)復(fù)雜，對(duì)所研究的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄、活塞、連桿等運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算，可將其簡(jiǎn)化為一個(gè)慣性元件。

在本研究中，根據(jù)P2 混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系進(jìn)行構(gòu)型并對(duì)其構(gòu)建8 自由度動(dòng)力學(xué)集中質(zhì)量模型，如圖4 所示。其中，J1為發(fā)動(dòng)機(jī)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J2為扭轉(zhuǎn)減振器主動(dòng)部分等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J3為扭轉(zhuǎn)減振器從動(dòng)部分等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J4為電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J5為CVT主動(dòng)錐輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J6為CVT從動(dòng)錐輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J7為主減速器及差速器等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J8為車輪及整車等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

圖4 P2混合動(dòng)力8自由度動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)8 自由度動(dòng)力學(xué)模型，可寫出矩陣形式的動(dòng)力學(xué)方程為：

當(dāng)傳動(dòng)系安裝不同扭轉(zhuǎn)減振器時(shí)，J2、J3、C2、K2分別對(duì)應(yīng)不同的參數(shù)，它們?cè)贑TD、DMF 與CTD-AS中分別對(duì)應(yīng)的具體參數(shù)見表1。

表1 各扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)應(yīng)的模型參數(shù)

本研究所用車型為某款P2混合動(dòng)力SUV 車型，其關(guān)鍵參數(shù)見表2。

表2 研究車型關(guān)鍵參數(shù)

扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度是決定其減振性能的關(guān)鍵參數(shù)，在已知發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)矩的情況下，可根據(jù)以下方法［14］確定扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，如式（7）～（8）所示。

式中：Tc為離合器最大靜摩擦力矩；Te為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩；β為離合器后備系數(shù)，根據(jù)其取值要求［14］，此處取1.3；K2為扭轉(zhuǎn)減振器扭轉(zhuǎn)剛度；φ為扭轉(zhuǎn)減振器工作角度。

為了分析扭轉(zhuǎn)減振器扭轉(zhuǎn)剛度K2對(duì)其減振性能的影響，可將扭轉(zhuǎn)減振器簡(jiǎn)化為僅包含扭轉(zhuǎn)減振器主動(dòng)部分與扭轉(zhuǎn)減振器從動(dòng)部分的2 自由度模型。扭轉(zhuǎn)減振器K2的取值會(huì)影響系統(tǒng)固有頻率fc的值，fc按2自由度系統(tǒng)可由式（9）［15］求得。

由式（9）可知，K2取值越小，fc越小，因此在設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器時(shí)，應(yīng)盡量設(shè)計(jì)較小的剛度值，但考慮到結(jié)構(gòu)及空間尺寸的約束，在保證扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)矩容量的基礎(chǔ)上，剛度取值不能取得太小。

根據(jù)扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì)的理論要求［15］及產(chǎn)品系列數(shù)據(jù)，取CTD 和DMF 的工作角范圍分別為7.0°～22.5°和40.0°～72.0°，據(jù)性能參數(shù)計(jì)算公式，考慮空間限制，取CTD-AS 的工作角范圍為10.5°～43.0°，進(jìn)而可得到它們的扭轉(zhuǎn)剛度取值范圍分別為11.0～37.0 Nm/（°）、3.6～6.5 Nm/（°）、6.0～25.0 Nm/（°）。

另外，遲滯力矩Th也是扭轉(zhuǎn)減振器的一個(gè)關(guān)鍵參數(shù)，其設(shè)計(jì)方法［15］如式（10）所示。

因此，可求得遲滯力矩的取值范圍是12.0～34.0 Nm，動(dòng)力學(xué)模型中的扭轉(zhuǎn)減振器阻尼C2可根據(jù)所取的遲滯力矩用以下方法來確定，如式（11）所示。

式中：ω為傳動(dòng)軸角速度。

根據(jù)以上設(shè)計(jì)方法，以及所選某款P2 混合動(dòng)力SUV 車型數(shù)據(jù)，對(duì)存在速比的部件進(jìn)行當(dāng)量轉(zhuǎn)化，最后整理得出動(dòng)力學(xué)方程中的參數(shù)，見表3。

表3 動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)

根據(jù)動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)，采用AMESim 軟件搭建P2混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系仿真模型，并用此模型進(jìn)行后續(xù)仿真分析。

3 扭轉(zhuǎn)減振器減振特性仿真分析

混合動(dòng)力汽車在模式切換的過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)被電機(jī)啟動(dòng)時(shí)會(huì)帶來傳動(dòng)系的劇烈扭振［16］，此外，發(fā)動(dòng)機(jī)和電機(jī)這兩個(gè)激勵(lì)源共同參與的混合驅(qū)動(dòng)急加速過程也可能會(huì)帶來傳動(dòng)系的劇烈扭振。因此，為了研究混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系在行駛過程中，電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及混合驅(qū)動(dòng)急加速的扭振特性，本節(jié)針對(duì)分別安裝CTD、DMF 和CTD-AS 的P2 混合動(dòng)力車型在電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況及混合驅(qū)動(dòng)急加速工況下的表現(xiàn)進(jìn)行了仿真研究。

3.1 電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況

對(duì)于混合動(dòng)力汽車而言，電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)的過程，需要扭轉(zhuǎn)減振器能很好地抑制傳動(dòng)系的扭振，同時(shí)又要在較短的時(shí)間內(nèi)快速啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)。因此，在設(shè)計(jì)CTD-AS 的過程中，嘗試取較小的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來滿足此要求。分別安裝CTD、DMF和CTD-AS的P2混合動(dòng)力車型在電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況下的扭振仿真結(jié)果如圖5～7所示。

圖5 CTD-電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況

圖6 DMF-電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況

圖7 CTD-AS-電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況

結(jié)果表明，當(dāng)該車型安裝DMF 時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)過程需要0.9 s 左右，而安裝CTD 與CTD-AS 時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的啟動(dòng)過程僅在0.5 s內(nèi)就能完成，大約縮短了一半時(shí)間。在減振性能方面，DMF 在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)過程中變速箱器端傳動(dòng)軸振動(dòng)幅度較大，但是在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)完成后，DMF 的減振效果最好；CTD的減振效果相對(duì)較差；而CTD-AS 既能在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)過程中有效抑制變速器端的扭振，又能在啟動(dòng)完成后有良好的減振效果。這與它們的扭轉(zhuǎn)剛度取值是對(duì)應(yīng)的，也證明了較低的扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器的減振性能提升是有利的。具體仿真結(jié)果見表4。

表4 電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況下變速器端傳動(dòng)軸扭振表現(xiàn)

3.2 混合驅(qū)動(dòng)急加速工況

混合驅(qū)動(dòng)急加速工況同樣是混合動(dòng)力汽車行駛過程中汽車扭振表現(xiàn)較差的工況。分別安裝CTD、DMF 和CTD-AS 的P2 混合動(dòng)力車型在混合驅(qū)動(dòng)急加速工況下的扭振表現(xiàn)仿真結(jié)果如圖8～10所示。

圖8 CTD-混合驅(qū)動(dòng)急加速工況

圖9 DMF-混合驅(qū)動(dòng)急加速工況

圖10 CTD-AS-混合驅(qū)動(dòng)急加速工況

結(jié)果表明，在混合驅(qū)動(dòng)急加速工況下，DMF的減振性能最好，能使變速器端傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速波幅降至343 r/min，角加速度降至3375 rad/s2，CTD-AS減振性能次之，CTD的減振性能最差。具體仿真結(jié)果見表5。

表5 混合驅(qū)動(dòng)急加速工況下變速箱端傳動(dòng)軸扭振表現(xiàn)

4 扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)靈敏度仿真分析

扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)設(shè)計(jì)會(huì)影響到扭轉(zhuǎn)減振器的減振性能，因此有必要對(duì)其關(guān)鍵參數(shù)的設(shè)計(jì)進(jìn)行研究。本文選取扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和遲滯力矩這2 個(gè)參數(shù)作為研究的對(duì)象，并綜合考慮混合動(dòng)力汽車的行駛特點(diǎn)，決定在混合驅(qū)動(dòng)行駛工況下進(jìn)行仿真分析。

4.1 扭轉(zhuǎn)剛度靈敏度分析

根據(jù)式（7）～（8）所求出的扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計(jì)范圍，確定了CTD、DMF 和CTD-AS 的第1 組扭轉(zhuǎn)剛度，其中CTD 的一、二級(jí)剛度分別為K11=11 Nm/（°），K12=37 Nm/（°）；DMF 的一、二級(jí)剛度分別為K21=3.6 Nm/（°），K22=6.5 Nm/（°）；CTD-AS 的一、二級(jí)剛度分別為K31=6 Nm/（°），K32=25 Nm/（°）。再分別對(duì)CTD、DMF 和CTD-AS 另取兩組扭轉(zhuǎn)剛度，對(duì)它們?cè)诓煌まD(zhuǎn)剛度下的減振特性進(jìn)行分析對(duì)比。此次仿真在混合驅(qū)動(dòng)工況下進(jìn)行，其結(jié)果如圖11～13所示。

圖11 CTD-扭轉(zhuǎn)剛度

圖12 DMF-扭轉(zhuǎn)剛度

圖13 CTD-AS-扭轉(zhuǎn)剛度

結(jié)果表明，在混合驅(qū)動(dòng)行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與扭轉(zhuǎn)剛度大小呈負(fù)相關(guān)，扭轉(zhuǎn)剛度取值越小，減振效果越好。具體仿真結(jié)果見表6。

表6 扭轉(zhuǎn)減振器不同扭轉(zhuǎn)剛度下變速器端傳動(dòng)軸扭振表現(xiàn)

4.2 遲滯力矩靈敏度分析

根據(jù)式（10）所求出的遲滯力矩設(shè)計(jì)范圍確定了第1 組遲滯力矩為12 Nm，再取另外兩組遲滯力矩23 Nm 和34 Nm，對(duì)這3 種扭轉(zhuǎn)減振器在不同遲滯力矩下的減振特性進(jìn)行分析對(duì)比。此次仿真在混合驅(qū)動(dòng)工況下進(jìn)行，其結(jié)果如圖14～16所示。

圖14 CTD-遲滯力矩

圖15 DMF-遲滯力矩

圖16 CTD-AS-遲滯力矩

結(jié)果表明，在混合驅(qū)動(dòng)行駛工況下，這3 種扭轉(zhuǎn)減振器的減振效果與遲滯力矩大小呈負(fù)相關(guān)，遲滯力矩取值越小，減振效果越好。具體仿真結(jié)果見表7。

表7 扭轉(zhuǎn)減振器不同遲滯力矩下變速器端傳動(dòng)軸扭振表現(xiàn)

5 結(jié)論

本文主要研究了CTD、DMF 和CTD-AS 在P2混合動(dòng)力汽車行駛過程中的電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況和混合驅(qū)動(dòng)急加速工況下的減振特性。此外，還對(duì)以上3 種扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和遲滯力矩進(jìn)行了靈敏度分析，得出以下結(jié)論。

1）在電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況中，CTD-AS不僅表現(xiàn)出良好的減振特性，還能有效縮短啟動(dòng)時(shí)間。

2）在混合驅(qū)動(dòng)急加速工況中，DMF 表現(xiàn)出最好的減振特性，CTD 的減振效果相對(duì)較差，CTDAS所表現(xiàn)出的減振特性居于另外兩者之間。

3）在混合驅(qū)動(dòng)行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與扭轉(zhuǎn)剛度大小呈負(fù)相關(guān)，扭轉(zhuǎn)剛度取值越小，減振效果越好。

4）在混合驅(qū)動(dòng)行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與遲滯力矩大小呈負(fù)相關(guān)，遲滯力矩取值越小，減振效果越好。

綜上所述，本文提出了CTD-AS 作為一種新的混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系減振方案，在電機(jī)啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)工況中，其不僅能有效抑制扭振，還能有效縮短發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)間；在混合驅(qū)動(dòng)急加速工況中，CTDAS 的減振性能雖然不如DMF，卻優(yōu)于CTD。此外，本文在扭轉(zhuǎn)剛度、遲滯力矩靈敏度分析的研究中所得出的結(jié)論能為混合動(dòng)力汽車扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)設(shè)計(jì)提供參考。