離心擺式從動(dòng)盤減振器減振仿真分析

何佩蕓，蘇楚奇，王　東，武俊杰

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；湖北 武漢 430070；3.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院，天津 300300)

前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振問題一直較為突出，是引起車內(nèi)振動(dòng)、噪聲的主要激勵(lì)源之一[1]。目前汽車上主要使用安裝在離合器從動(dòng)盤中的螺旋彈簧式扭轉(zhuǎn)減振器衰減傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振。受離合器空間結(jié)構(gòu)的限制，其減振彈簧安裝半徑較小，彈簧轉(zhuǎn)角范圍有限，導(dǎo)致減振效果有限[2]。

離心擺式減振器(centrifugal pendulum vibration absorber, CPVA)在航空領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。由于擺的安裝空間局限性及汽車發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況的復(fù)雜性，限制了離心擺式減振器在汽車領(lǐng)域的應(yīng)用[3]。目前LuK公司已開發(fā)專利產(chǎn)品，成功將其運(yùn)用至雙質(zhì)量飛輪及離合器從動(dòng)盤中[4-5]，近年來有不少學(xué)者研究了CPVA在雙質(zhì)量飛輪上的應(yīng)用[6-7]，但學(xué)者們對(duì)CPVA在從動(dòng)盤上運(yùn)用的研究較少。筆者系統(tǒng)地介紹CPVA的結(jié)構(gòu)、基本原理及固有頻率的推導(dǎo)，基于某前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)存在的扭振問題，應(yīng)用AMESim軟件建立了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型及CPVA仿真模型，并利用扭振試驗(yàn)驗(yàn)證模型的正確性，進(jìn)而利用計(jì)算機(jī)仿真分析CPVA在汽車傳動(dòng)系扭振控制中的應(yīng)用效果。

1　離心擺式減振器的理論分析

1.1　離心擺式減振器結(jié)構(gòu)

CPVA由圓柱形的滾柱、帶有弧形滑道的離心擺及法蘭組成，其連接形式如圖1所示，目前汽車上CPVA主要內(nèi)置于雙質(zhì)量飛輪或離合器從動(dòng)盤中，其中離心擺式從動(dòng)盤減振器結(jié)構(gòu)如圖2所示，二者都是連接發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱的傳動(dòng)系部件，其所處的空間非常有限。限制CPVA在汽車上應(yīng)用的難題在于，如何在有限的空間內(nèi)盡可能多地布置離心擺質(zhì)量塊，同時(shí)合理安排滾柱的滑道，使得離心擺可以獲得最大的擺塊擺角，從而更加充分地利用有限的離心擺質(zhì)量，最大程度提升減振效果，提升用戶的乘坐舒適性。

圖1　離心擺的連接形式

圖2　離心擺式從動(dòng)盤減振器結(jié)構(gòu)圖

1.2　CPVA的減振機(jī)理

當(dāng)與離心擺法蘭鉚接離合器從動(dòng)盤出現(xiàn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)時(shí)，在波動(dòng)的沖擊力下，離心擺塊與法蘭之間將呈現(xiàn)一定的角度差，此時(shí)滾柱會(huì)在離心擺塊的拖動(dòng)下在滑道內(nèi)做往復(fù)摩擦運(yùn)動(dòng)，直至離心擺與法蘭轉(zhuǎn)速相同，消除轉(zhuǎn)速差，系統(tǒng)恢復(fù)穩(wěn)定狀態(tài)，從而實(shí)現(xiàn)減振作用。CPVA由于其離心力的作用，離心擺的振動(dòng)頻率可隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化而變化，因此其可用于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)主階振動(dòng)的減振。

針對(duì)離心擺運(yùn)動(dòng)的圓形路徑，分析CPVA的基本性能。離心擺運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖3所示，其中G0為轉(zhuǎn)子的質(zhì)心，GCPVA為離心擺的質(zhì)心，R為轉(zhuǎn)子的質(zhì)心到附著點(diǎn)A的距離，r為離心擺的質(zhì)心到附著點(diǎn)A的距離，離心擺的擺錘質(zhì)量為m，擺錘通過附著點(diǎn)A連接在轉(zhuǎn)子上，并標(biāo)明了附接點(diǎn)A和擺錘質(zhì)量加速度的分量。

圖3　離心擺運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖

擺錘的加速度是點(diǎn)A處的加速度和擺錘相對(duì)于點(diǎn)A加速度的矢量和。由事實(shí)可知，點(diǎn)A的瞬時(shí)速度為0，故可推導(dǎo)出如下表達(dá)式：

(1)

其中：θ為轉(zhuǎn)子所轉(zhuǎn)過的角度；φ為離心擺相對(duì)于擺在轉(zhuǎn)子上的連接點(diǎn)所轉(zhuǎn)過的角度。假設(shè)擺錘擺動(dòng)角度十分微小，此時(shí)cos(φ)≈1,sin(φ)≈φ，而轉(zhuǎn)子以一個(gè)穩(wěn)定的轉(zhuǎn)速Ω轉(zhuǎn)動(dòng)，而穩(wěn)定的轉(zhuǎn)動(dòng)中帶有一個(gè)微小的以幅值為μ0，頻率為ω的正弦規(guī)律變化的波動(dòng)，于是擺錘有如下的方程：

(2)

在該假設(shè)下，現(xiàn)分析CPVA的動(dòng)力學(xué)特性，擺的固有頻率可推導(dǎo)為如下形式：

(3)

這是CPVA最重要的特性，擺的固有頻率與轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速成比例地變化，該特性對(duì)于CPVA在汽車上的應(yīng)用非常有用。施加扭矩的頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速成比例，故CPVA可以看作為是由彈簧懸掛的擺錘，以轉(zhuǎn)速改變其剛度，從而實(shí)現(xiàn)在不同轉(zhuǎn)速下的持續(xù)減振效果。

2　扭振仿真模型的建立及驗(yàn)證

2.1　扭振仿真模型的建立

本文的研究對(duì)象為某自主品牌前置后驅(qū)汽車，搭載1.6 L直列4缸汽油機(jī)、5速手動(dòng)變速器。該車傳動(dòng)系統(tǒng)原始配置為單質(zhì)量飛輪及傳統(tǒng)的離合器從動(dòng)盤螺旋彈簧式扭轉(zhuǎn)減振器。

以4檔(直接檔)為研究檔位，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振建模原則[8]，將動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為18自由度當(dāng)量系統(tǒng)模型，動(dòng)力學(xué)參數(shù)見表1。使用AMESim軟件分別建立自由振動(dòng)模型和強(qiáng)迫振動(dòng)模型[9]，如圖4所示。

圖4　傳動(dòng)系統(tǒng)當(dāng)量模型

2.2　扭振仿真結(jié)果分析

通過對(duì)上述模型的自由振動(dòng)仿真分析，得到系統(tǒng)的1～5階固有頻率分別為1.13 Hz、4.84 Hz、16.13 Hz、19.09 Hz、57.25 Hz。

通過對(duì)上述模型的強(qiáng)迫振動(dòng)仿真分析，4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)于扭振的主激勵(lì)為2階，故本文只考慮2階激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)。扭轉(zhuǎn)振動(dòng)不同于一般的彎曲振動(dòng)可用振動(dòng)位移描述，直接測(cè)量旋轉(zhuǎn)體的軸線振動(dòng)很困難，這里以旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)速波動(dòng)來描述該旋轉(zhuǎn)體的扭振幅值。圖5為4檔時(shí)變速器輸入軸和主減速器輸入軸的扭振幅值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化的曲線，由圖5可知，兩測(cè)點(diǎn)在1 500～2 000 r/min范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值存在峰值，階次頻率計(jì)算公式如下：

表1　傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)參數(shù)

(4)

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；v為發(fā)動(dòng)機(jī)主階次，可求得峰值對(duì)應(yīng)的頻率約為50～66.7 Hz。結(jié)合自由振動(dòng)的分析結(jié)果可知，該共振是由發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)引起的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第5階模態(tài)的共振，對(duì)應(yīng)頻率為57.25 Hz。

圖5　4檔強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)分析曲線圖

2.3　扭振試驗(yàn)及模型的驗(yàn)證

為了驗(yàn)證扭振仿真模型的正確性，在整車半消聲實(shí)驗(yàn)室的底盤測(cè)功機(jī)臺(tái)上進(jìn)行了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振試驗(yàn)。測(cè)點(diǎn)選定為變速器輸入軸及主減速器輸入軸，兩個(gè)測(cè)點(diǎn)傳感器的安裝位置如圖6所示，扭振試驗(yàn)系統(tǒng)的構(gòu)成如圖7所示。

圖6　扭振試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)

圖7　扭振試驗(yàn)系統(tǒng)

試驗(yàn)采用全油門(WOT)加速工況，按照實(shí)際情況，對(duì)3～5檔分別進(jìn)行1 000～5 000 r/min、1 000～4 000 r/min、1 000-3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍的試驗(yàn)，根據(jù)測(cè)取轉(zhuǎn)速的峰值變化來推算扭振模態(tài)頻率，并對(duì)每個(gè)檔位的工況進(jìn)行3次試驗(yàn)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理取3次試驗(yàn)的平均值。試驗(yàn)結(jié)果表明，各檔位2階轉(zhuǎn)速波動(dòng)峰值出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速分別為3檔1 960 r/min、4檔1 630 r/min、5檔1 575 r/min，據(jù)此推測(cè)出扭振模態(tài)頻率分別為65.33 Hz、54.33 Hz、52.50 Hz。自由振動(dòng)計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)所得傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)頻率對(duì)比見表2。仿真計(jì)算可以得到多階模態(tài)信息，但試驗(yàn)僅能依據(jù)共振峰值推測(cè)模態(tài)頻率，因此只能將頻率相近的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。提取4檔(直接檔)工況測(cè)點(diǎn)的2階轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值，與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖8所示。

表2　單質(zhì)量飛輪系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率對(duì)比

圖8　仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

從表2和圖8分析可知，傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)頻率的計(jì)算與試驗(yàn)值誤差小于5%，強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)的計(jì)算值與試驗(yàn)值在低轉(zhuǎn)速段有差別，初步推測(cè)是滾振引起的共振峰值所致；中高轉(zhuǎn)速段變化趨勢(shì)基本一致，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)重點(diǎn)關(guān)注的共振峰重合度較好，由此說明模型參數(shù)模擬扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是準(zhǔn)確的，所建的扭振模型是可行的，可以用于CPVA的仿真分析。

3　離心擺式減振器的減振仿真分析

利用AMESim搭建離心擺式從動(dòng)盤減振器的整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)4檔的仿真模型，以分析CPVA在汽車上的減振效果。

3.1　離心擺式從動(dòng)盤減振器仿真模型的建立

圖9　帶CPVA的離合器從動(dòng)盤仿真模型

圖10　CPVA計(jì)算初始位置簡(jiǎn)圖

3.2　離心擺式從動(dòng)盤減振器仿真結(jié)果分析

根據(jù)仿真模型的搭建，取變速器輸入軸(即離合器輸出軸)轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值為分析目標(biāo)，所研究車型的普通離合器從動(dòng)盤系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值與離心擺式從動(dòng)盤減振器的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值對(duì)比曲線如圖11所示。

圖11　離心擺式從動(dòng)盤減振器效果驗(yàn)證對(duì)比圖

從圖11中可看出，離心擺式從動(dòng)盤減振器明顯降低了在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)峰值，減振效果良好。

4　結(jié)論

本文應(yīng)用AMESim軟件建立了前置后驅(qū)汽車普通離合器從動(dòng)盤的扭振仿真分析模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，證明所建立的仿真模型是可行的。利用AMESim搭建了離心擺式從動(dòng)盤減振器的整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)4檔的仿真模型，仿真分析研究表明，離心擺式從動(dòng)盤減振器能有效降低車輛加速過程中的最高轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值，說明離心擺式從動(dòng)盤減振器在汽車傳動(dòng)系的扭振控制中具有良好的應(yīng)用前景。

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