離合器阻尼對汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的影響分析

余漢紅，唐振天，胡汝凱，蘆 浩，劉夫云

（1.桂林福達股份有限公司，廣西桂林 541004；2.桂林電子科技大學，廣西桂林541004）

0 引言

扭轉(zhuǎn)振動，是發(fā)動機等旋轉(zhuǎn)機械軸系、汽車傳動系統(tǒng)等系統(tǒng)的一種常見振動形式[1]。汽車傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸系、差速器、半軸及車輪等組成，它既是一個由離散的集中質(zhì)量、弾性軸與阻尼組成的彎曲振動系統(tǒng)，又是一個多自由度扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)[2]。汽車在行駛過程中，若傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動頻率波動與傳動系統(tǒng)本身的固有頻率接近，則容易產(chǎn)生變速器齒輪敲擊、軸系共振，甚至傳到車內(nèi)，容易引起結構疲勞，影響整車舒適性。因此，解決好汽車傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動問題，成為提高整車NVH綜合性能的關鍵，也是新車設計階段需要重點關注的問題[3]。

本文針對某型號皮卡的傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動問題，對阻尼等非線性因素進行了研究，建立非線性的離合器傳遞力矩計算數(shù)學模型，根據(jù)傳動系統(tǒng)動力學建模方法并考慮離合器的非線性因素，建立了研究離合器性能參數(shù)影響的五自由度汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動仿真優(yōu)化模型?；诮⒌奈遄杂啥绕噦鲃酉蹬まD(zhuǎn)振動仿真模型，以實測發(fā)動機轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)為激勵，對該車型離合器的性能參數(shù)優(yōu)化。將優(yōu)化前后的離合器進行了裝車測試，對比分析了變速箱輸入軸的扭轉(zhuǎn)振動情況。

1 傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動建模與分析

1.1 傳動系統(tǒng)扭振動力學建模

對于軸系的扭轉(zhuǎn)振動分析計算，目前最常使用的有連續(xù)質(zhì)量模型（分布質(zhì)量）方法和集中質(zhì)量模型（離散模型）方法[4]。其中，集中質(zhì)量模型法是指將軸系當量簡化為離散的質(zhì)量，通過當量剛度和阻尼連接，計算重點是對軸系合理的當量簡化。集中質(zhì)量法計算量小，對于低階頻率計算誤差小，適用于大部分簡單軸系[5]。本文采用集中質(zhì)量模型法對傳動系統(tǒng)進行建模。其動力學方程式如式1所示。

其中：J為等效轉(zhuǎn)動慣量；C為扭轉(zhuǎn)阻尼；K為扭轉(zhuǎn)剛度；T為作用力矩。根據(jù)本文所研究皮卡車的傳動系統(tǒng)的結構組成及布置型式，在滿足仿真精度需求的前提下，建立一個考慮離合器非線性的五自由度汽車動力傳動系扭轉(zhuǎn)振動仿真模型，如圖1所示，圖示參數(shù)含義如表1所示。

圖1 五自由度動力學模型示意圖

表1 動力學建模含義及單位

根據(jù)式1、圖1模型及表1參數(shù)含義，得出此模型參數(shù)方程組，如式2所示。

其中，Te=Tm+波動力矩，Tm為發(fā)動機輸出平均力矩，由發(fā)動機外特性曲線獲得，用一個簡諧波來模擬發(fā)動機波動力矩，簡諧波由TAsin（2ωe*t）模擬，TA表示波動力矩振動幅值，根據(jù)經(jīng)驗TA一般取（0.3～1）倍Tm.變速器傳遞力矩Tg，傳動軸傳遞力矩Tb，后橋半軸傳遞力矩Tb分別為

發(fā)動機產(chǎn)生的扭振，扭轉(zhuǎn)減振器中設有專門的阻尼片[6]，其阻尼力矩為[7]：

Tf表示離合器輸出滯后阻尼力矩；μ表示阻尼片間摩擦系數(shù)；FN表示正壓力；sgn表示符號函數(shù)，Δv>0 時，sgn（Δv）=1，Δv<0 時，sgn（Δv）=-1.

1.2 傳動系統(tǒng)扭振動力學模型仿真及優(yōu)化

根據(jù)1.1的方法原理，在MATLAB軟件進行建模及仿真，模型如圖2所示。以發(fā)動機飛輪處與變速箱輸入軸處的角加速度比值作為優(yōu)化目標函數(shù)。傳遞率數(shù)值越小，代表振動傳遞小，系統(tǒng)振動小。

圖2 MATLAB建模

從發(fā)動機的點火原理可知發(fā)動機曲軸和飛輪的扭振主要是由發(fā)動機轉(zhuǎn)速的2階次扭振引起的，故本文只考慮2階次扭振因素。由于3-6檔為比較常用檔位，選取3-6檔作為優(yōu)化檔位，針對阻尼力矩進行優(yōu)化，然后各檔位共振峰值處的離合器角加速度傳遞率進行了綜合整理，結果如圖3所示。

圖3 離合器角加速度傳遞率綜合變化圖

由結果可知，隨著阻尼力矩的增加，各檔位角加速度傳遞率共振峰值逐漸減小，即振動逐漸減小。由此可知，增大離合器阻尼力矩，可有效減小傳動系統(tǒng)的振動。

但35 N·m之后角加速度傳遞率下降的趨勢已不甚明顯，趨勢逐漸趨于平坦，即阻尼力矩再增加而傳動系統(tǒng)扭振減振效果已不再顯著，考慮到制造難度及成本等原因，選取35 N·m大小的阻尼力矩作為離合器的優(yōu)化參數(shù)。離合器優(yōu)化前與優(yōu)化后參數(shù)如表2所示。

表2 離合器優(yōu)化前后參數(shù)對比

1.3 阻尼力矩優(yōu)化結果驗證

將試制的新款離合器進行裝車測試。本次試驗僅對離合器性能參數(shù)做適當調(diào)整，并未對結構參數(shù)及外觀做出改動。使用LMSTestlab振動噪聲測試儀進行測試并進行數(shù)據(jù)分析。使用LMSTestlab對轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進行階次分析，主要觀測轉(zhuǎn)速2階次扭振變化，裝車試驗以及測試結果如圖4、5所示。

圖4 離合器實物及裝車試驗圖

圖5 4-6檔優(yōu)化前后扭振2階次圖對比

從上圖可以看出，離合器的主減振級阻尼力矩調(diào)整為35 N·m后，4-6檔加速時，共振峰值處的轉(zhuǎn)速波動量明顯減低，基本消除了各個檔位下的共振。在1 200～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段，車內(nèi)振動有所改善，明顯提高了乘坐的舒適性，整車NVH性能得到了明顯改善。試驗結果表明，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器。

2 結束語

離合器的阻尼參數(shù)對汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動有重要影響，本文以某型號皮卡為研究對象，采用動力學知識及MATLAB軟件建立五自由度模型對離合器阻尼參數(shù)進行研究。通過分析發(fā)現(xiàn)，離合器力矩取相對大的值對于傳動系統(tǒng)減振有積極作用，根據(jù)優(yōu)化結果，對其進行了驗證，驗證結果顯示，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器，故本文理論對于離合器參數(shù)選取以及汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動具有積極的意義。

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[2]項 輝，黃新明.大阻尼離合器對正常NVH的幫助[J].現(xiàn)代機械，2013（6）：56-58.

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[4]劉 開.低速柴油機軸系扭轉(zhuǎn)振動分析及潤滑研究[D].杭州：杭州電子科技大學，2013：24.

[5]康 強，鄧江華.扭轉(zhuǎn)減振器應用于前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)扭振研究[J].制造業(yè)自動化，2014（23）：92-94.

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