双质量飞轮对动力传动系统NVH性能的影响分析

郑光泽,王 池,郝 涛

(1.重庆理工大学 车辆工程学院， 重庆 400054；2.重庆长安汽车股份有限公司动力研究院动力总成NVH所， 重庆 401120;3.汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室， 重庆 401120)

汽车在行驶过程中，频繁地加速、减速及制动操作和发动机输出转矩和转速的不规则性，使得汽车动力传动系统经常处于冲击和振动的动态过程。当动力系统的激励频率与动力传动系统的固有频率接近或相等时，将产生强烈的共振[1]。随着发动机轻量化、增压化的发展以及三缸机的广泛使用，愈加不稳定的扭矩更加剧了动力传动系统的扭振响应，导致动力传动系统的NVH性能恶化。传统的离合器式扭转减振器(CTD)在动力传动系统扭振控制方面能力不足，而已在柴油机及大排量汽油机得到了广泛使用的双质量飞轮(DMF)扭转减振器因其优异的隔振性能越来越多地应用在小排量发动机上。

双质量飞轮将传统的单质量飞轮分为主次两个飞轮，通过弹性阻尼元件连接。通过调整双质量飞轮弹性阻尼元件的动态特性参数，控制传动系的扭振模态频率以及变速器输入轴的转速和扭矩波动,从而降低变速器的齿轮敲击，提高汽车的NVH性能及乘坐舒适性[2-4]。但是，由于主飞轮质量的减小会加剧发动机端的转速波动，使前端轮系的工作条件恶化，这可能会引起皮带的异响及前端附件的异常振动，甚至降低发动机的可靠工作寿命。以往学者主要从试验和仿真方面对发动机前端附件轮系的振动响应做了大量的研究[5-8],分析了曲轴扭振及FEAD系统参数对前端振动响应的影响。

本文建立动力传动系统动力学仿真分析模型，并结合实验测试，对比研究搭载CTD和DMF的动力传动系统扭振响应以及发动机前端附件轮系的振动响应及其影响机理。

1 动力学仿真分析模型

动力总成多体动力学仿真模型如图1所示。考虑机体及变速箱体弹性变形与传动轴系的相互耦合，模型包含了机体、变速箱体、活塞连杆组、轴系及实验台架系统。

图1 动力总成多体动力学仿真模型

用旋转耦合单元来模拟双质量飞轮的刚度阻尼特性。当发动机工作在怠速和小负荷工况时，只有低刚度弹簧参与工作，此时DMF的扭转刚度为K1=2.4 N·m/(°)；正常驱动时，2个弹簧并联工作，此时DMF的扭转刚度为K2=3.8 N·m/(°)；阻尼系数为0.06 N·ms/(°)。

在图1所示的多体动力学分析模型的基础上，调整双质量飞轮系统的扭转刚度和阻尼系数等动态特性参数，可将DMF扭振减振器模型改为CTD扭转减振器模型的传动系分析模型，用于DMF和CTD扭振减振器对动力传动系统NVH性能影响的对比分析。

发动机前端附件驱动系统的单体分析模型如图2所示，分析模型的关键输入参数为曲轴带轮Ring端转速，该转速由图1所示的动力总成多体动力学分析模型计算得到。

图2 前端轮系单体模型

2 仿真分析模型验证

搭建动力总成实验台架，测试动力总成传动系的振动响应，变速器设定为4挡，工况为3 000 r/min稳速、25%负荷。采用非接触式方法进行测量，在发动机曲轴带轮处布置光电式转速传感器，在双质量飞轮处布置磁电式转速传感器，在发动机1#缸内安装缸压传感器，用LMS采集系统采集转速脉冲信号和缸压(见图3)[9]。

图3 实验测试系统示意图

将实验缸压信号导入动力总成多体动力学分析模型，计算得到传动系各部分的角加速度。对采集到的电压脉冲数据进行分析，得到主飞轮的角加速度，与仿真得到的数据进行对比分析。如图4所示，仿真分析结果与实验数据在幅值和相位上基本一致。其差异的原因主要是测试时仅采集了1#缸的缸压，且发动机工作时各缸之间的缸压存在一定的差异，而在计算时将各缸的缸压视为相等，且在仿真计算时未考虑发动机附件动力消耗对曲轴转速波动的影响。

图4 双质量飞轮主飞轮角加速度

采用转速波动衰减率来表示扭转减振器对转速波动的衰减程度，计算方法见式(1)。

(1)

其中:n1为主飞轮的转速波动幅值;n2为次飞轮的转速波动幅值。

由实验数据计算得到的转速波动的衰减率为75%，仿真分析模型计算得到衰减率为81%，其衰减率基本相当。

3 CTD与DMF的作用效果分析

3.1 扭振减振器前后端转速波动

基于仿真分析模型(图1)的计算结果，在发动机转速为3 000 r/min、25%负载的工况条件下，研究搭载CTD和DMF扭振减振器对动力传动系统转速波动的衰减贡献。搭载DMF的情况时，考察主飞轮和次飞轮的转速波动；搭载CTD的情况时，考察飞轮和离合器从动盘摩擦片的转速波动。

如图5所示，搭载CTD扭振减振器的情况时，主飞轮和次飞轮的转速波动幅值相对较小，其衰减率为41%，约为DMF扭振减振器的衰减率的50%，证明DMF对于减小后端变速器输入轴的转速波动具有较好效果。但是，主飞轮的转速波动幅度较搭载CTD扭振减振器时飞轮的转速波动相对较大，因此有必要分析搭载DMF对前端发动机NVH性能的影响。

3.2 前端附件轮系振动响应

基于计算得到的3 000 r/min时2种扭转减振器所对应的曲轴带轮的转速，其对比分析如图6所示。搭载DMF后发动机曲轴带轮的转速波动明显大于搭载CTD的情况，其原因为主飞轮的转动惯量小于单质量飞轮的转动惯量，不能有效地维持发动机转速的稳定。

图5 扭振减振器前后端转速波动

图6 曲轴带轮转速

根据前端附件轮系皮带张紧臂的角度波动曲线(如图7所示)，可以得出相似的结论，即搭载DMF后张紧臂的角度波动远大于搭载CTD的情况。这是由于皮带轮转速波动大，使得张紧臂必须以更大的转角来维持带段张力的稳定。

曲轴带轮和压缩机之间的带段是该轮系皮带的紧边，是整个皮带轮系皮带张力最大的部分，该带段张力如图8所示。可以看出，相较于搭载CTD情况，搭载DMF后带段张力波动更大，容易造成皮带的疲劳破坏，而张力幅值明显减小，所能传递的扭矩相对较小，不利于前端附件的正常工作。

不与张紧器相连的带段，其横向振动的激励主要是带中张力的变化和带速的波动所形成的参数激励[10]。曲轴与空压机之间的带段张力波动最大且该带段长度最长，因此取该段作为横向振动的对比分析段。如图9所示，搭载CTD的对应带段横向振动位移远小于搭载DMF的情况。横向位移较大时易引起皮带与其他部件的干涉，同时也是造成皮带拍击噪声的重要组成因素。

图8 轮系皮带的带段张力

图9 带段横向振动位移

4 结论

1) 建立动力总成多体动力学分析模型和发动机前端轮系动力学分析模型，并进行了仿真分析结果与实验数据的对比分析，验证了仿真分析模型的有效性。

2) 对比分析了搭载CTD和DMF扭转减振器对转速波动的衰减效果的影响，发现DMF扭转减振器能有效降低变速器输入轴的转速不均匀性。

3) 研究了CTD和DMF扭转减振器对发动机前端附件轮系振动响应的影响，发现搭载DMF扭转减振器会恶化前端轮系的振动响应，不利于保持前端附件轮系的平稳运行。

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