雙質(zhì)量飛輪對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能的影響分析

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(dòng)力研究院動(dòng)力總成NVH所， 重慶 401120;3.汽車噪聲振動(dòng)和安全技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 重慶 401120)

汽車在行駛過程中，頻繁地加速、減速及制動(dòng)操作和發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的不規(guī)則性，使得汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)經(jīng)常處于沖擊和振動(dòng)的動(dòng)態(tài)過程。當(dāng)動(dòng)力系統(tǒng)的激勵(lì)頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率接近或相等時(shí)，將產(chǎn)生強(qiáng)烈的共振[1]。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)輕量化、增壓化的發(fā)展以及三缸機(jī)的廣泛使用，愈加不穩(wěn)定的扭矩更加劇了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振響應(yīng)，導(dǎo)致動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振控制方面能力不足，而已在柴油機(jī)及大排量汽油機(jī)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(dòng)機(jī)上。

雙質(zhì)量飛輪將傳統(tǒng)的單質(zhì)量飛輪分為主次兩個(gè)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(dòng)態(tài)特性參數(shù)，控制傳動(dòng)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(dòng),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(huì)加劇發(fā)動(dòng)機(jī)端的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，使前端輪系的工作條件惡化，這可能會(huì)引起皮帶的異響及前端附件的異常振動(dòng)，甚至降低發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠工作壽命。以往學(xué)者主要從試驗(yàn)和仿真方面對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件輪系的振動(dòng)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(duì)前端振動(dòng)響應(yīng)的影響。

本文建立動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，并結(jié)合實(shí)驗(yàn)測試，對(duì)比研究搭載CTD和DMF的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振響應(yīng)以及發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件輪系的振動(dòng)響應(yīng)及其影響機(jī)理。

1 動(dòng)力學(xué)仿真分析模型

動(dòng)力總成多體動(dòng)力學(xué)仿真模型如圖1所示?？紤]機(jī)體及變速箱體彈性變形與傳動(dòng)軸系的相互耦合，模型包含了機(jī)體、變速箱體、活塞連桿組、軸系及實(shí)驗(yàn)臺(tái)架系統(tǒng)。

圖1 動(dòng)力總成多體動(dòng)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(dòng)機(jī)工作在怠速和小負(fù)荷工況時(shí)，只有低剛度彈簧參與工作，此時(shí)DMF的扭轉(zhuǎn)剛度為K1=2.4 N·m/(°)；正常驅(qū)動(dòng)時(shí)，2個(gè)彈簧并聯(lián)工作，此時(shí)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(dòng)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(dòng)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(dòng)系分析模型，用于DMF和CTD扭振減振器對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能影響的對(duì)比分析。

發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)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(dòng)力總成多體動(dòng)力學(xué)分析模型計(jì)算得到。

圖2 前端輪系單體模型

2 仿真分析模型驗(yàn)證

搭建動(dòng)力總成實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，測試動(dòng)力總成傳動(dòng)系的振動(dòng)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(jìn)行測量，在發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(hào)和缸壓(見圖3)[9]。

圖3 實(shí)驗(yàn)測試系統(tǒng)示意圖

將實(shí)驗(yàn)缸壓信號(hào)導(dǎo)入動(dòng)力總成多體動(dòng)力學(xué)分析模型，計(jì)算得到傳動(dòng)系各部分的角加速度。對(duì)采集到的電壓脈沖數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，得到主飛輪的角加速度，與仿真得到的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。如圖4所示，仿真分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)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(shí)僅采集了1#缸的缸壓，且發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)各缸之間的缸壓存在一定的差異，而在計(jì)算時(shí)將各缸的缸壓視為相等，且在仿真計(jì)算時(shí)未考慮發(fā)動(dòng)機(jī)附件動(dòng)力消耗對(duì)曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)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(dòng)衰減率來表示扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的衰減程度，計(jì)算方法見式(1)。

(1)

其中:n1為主飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值;n2為次飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值。

由實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算得到的轉(zhuǎn)速波動(dòng)的衰減率為75%，仿真分析模型計(jì)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(dòng)

基于仿真分析模型(圖1)的計(jì)算結(jié)果，在發(fā)動(dòng)機(jī)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(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的衰減貢獻(xiàn)。搭載DMF的情況時(shí)，考察主飛輪和次飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)；搭載CTD的情況時(shí)，考察飛輪和離合器從動(dòng)盤摩擦片的轉(zhuǎn)速波動(dòng)。

如圖5所示，搭載CTD扭振減振器的情況時(shí)，主飛輪和次飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值相對(duì)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(duì)于減小后端變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)具有較好效果。但是，主飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅度較搭載CTD扭振減振器時(shí)飛輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)相對(duì)較大，因此有必要分析搭載DMF對(duì)前端發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能的影響。

3.2 前端附件輪系振動(dòng)響應(yīng)

基于計(jì)算得到的3 000 r/min時(shí)2種扭轉(zhuǎn)減振器所對(duì)應(yīng)的曲軸帶輪的轉(zhuǎn)速，其對(duì)比分析如圖6所示。搭載DMF后發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸帶輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)明顯大于搭載CTD的情況，其原因?yàn)橹黠w輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小于單質(zhì)量飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，不能有效地維持發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的穩(wěn)定。

圖5 扭振減振器前后端轉(zhuǎn)速波動(dòng)

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(dòng)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(dòng)遠(yuǎn)大于搭載CTD的情況。這是由于皮帶輪轉(zhuǎn)速波動(dòng)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(jī)之間的帶段是該輪系皮帶的緊邊，是整個(gè)皮帶輪系皮帶張力最大的部分，該帶段張力如圖8所示?？梢钥闯?，相較于搭載CTD情況，搭載DMF后帶段張力波動(dòng)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(duì)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(dòng)的激勵(lì)主要是帶中張力的變化和帶速的波動(dòng)所形成的參數(shù)激勵(lì)[10]。曲軸與空壓機(jī)之間的帶段張力波動(dòng)最大且該帶段長度最長，因此取該段作為橫向振動(dòng)的對(duì)比分析段。如圖9所示，搭載CTD的對(duì)應(yīng)帶段橫向振動(dòng)位移遠(yuǎn)小于搭載DMF的情況。橫向位移較大時(shí)易引起皮帶與其他部件的干涉，同時(shí)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(dòng)位移

4 結(jié)論

1) 建立動(dòng)力總成多體動(dòng)力學(xué)分析模型和發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系動(dòng)力學(xué)分析模型，并進(jìn)行了仿真分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比分析，驗(yàn)證了仿真分析模型的有效性。

2) 對(duì)比分析了搭載CTD和DMF扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)轉(zhuǎn)速波動(dòng)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件輪系振動(dòng)響應(yīng)的影響，發(fā)現(xiàn)搭載DMF扭轉(zhuǎn)減振器會(huì)惡化前端輪系的振動(dòng)響應(yīng)，不利于保持前端附件輪系的平穩(wěn)運(yùn)行。

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