某双质量飞轮怠速抖动问题的分析与改善

张贵辉，石 磊，李 健，陈 闯，马俊明，董丽云，吴瑞雪

(吉林大华机械制造有限公司，吉林 长春 130000)

自20世纪80年代LUK公司首次在宝马车上批量装配双质量飞轮以来，双质量飞轮已在整车上应用了近40年[1-4]。相对于离合器从动盘扭转减振器，双质量飞轮通过降低扭转刚度、增大初次级质量的转动惯量，极大地衰减了发动机输出扭矩的波动，为整车NVH特性的提升做出了巨大贡献[5-8]。

由于双质量飞轮较传统飞轮增加了弹簧减振系统和次级质量，零件更多，系统更复杂，双质量飞轮在运转过程中初级质量与发动机相连，次级质量与变速箱相连，两者通过弹簧减振系统进行相对扭转达到传递扭矩的目的，所以双质量飞轮要保证初次级质量及弹簧系统均要达到动平衡状态[9]，保证发动机低速运转工况下维持稳定而不产生抖动，因此，双质量飞轮的平衡工艺的设计在整车NVH性能的匹配过程中至关重要。

本文针对某四缸发动机搭载DCT变速箱的整车进行了实车的NVH测试，并对存在抖动问题的怠速工况进行了分析优化，明确了此问题的改善方向，能够为解决该类问题提供一定的参考。

1 双质量飞轮的结构和工作原理

长弧形弹簧式双质量飞轮是当今整车上应用最广泛、性能最优的一种双质量飞轮结构[10-11]，主要由初级质量、弹簧减振系统和次级质量组成，具体结构如图1所示。

图1 双质量飞轮结构图

该结构的双质量飞轮的特点主要为在初、次级质量中间的环形油腔内置有长弧形弹簧减振系统，长弧形弹簧可以在油腔内进行扭转滑动，通过传力板传递扭矩。同时，环形油腔内充满阻尼脂，用来减少弹簧与其他零件的摩擦，最大限度地进行减振隔振[12]。

2 怠速工况抖动原因分析

2.1 怠速抖动数据的采集

该乘用车匹配四缸发动机搭载湿式6DCT变速箱，在整车批量下线NVH评价过程中，发现个别车辆存在怠速抖动情况，开启空调和行驶工况均不存在抖动情况，为了进一步分析产生抖动的原因，对该车进行了振动幅值测试，分别采集到了怠速抖动工况下和非抖动工况下的座椅导轨的振动幅值数据(见图2和图3)。

图2 怠速非抖动工况座椅导轨振动幅值

图3 怠速抖动工况座椅导轨振动幅值

结合主观评价，通过对怠速抖动工况的测试可以看出，在整车怠速非抖动工况下的座椅导轨Z轴振动幅值为0.2 mm/s，而整车怠速抖动工况下的座椅导轨Z轴振动幅值达到了0.37 mm/s，已超出了0.3 mm/s的限值要求。

2.2 怠速抖动原因分析

通过对怠速抖动数据的采集可以看出，最大振动幅值处全部为一阶振动，怠速一阶振动主要是由发变合装、离合器不平衡量、双质量飞轮不平衡量、悬置故障导致，现通过逐一排查的方式确定是何种原因导致的此怠速抖动，现分别进行了发变合装、更换不平衡量合格的离合器、更换合格的双质量飞轮、更换合格的悬置，并进行了座椅导轨振动的数据测试，相关情况见表1。

表1 各影响因素的排查

通过对所有因素的逐一排查，发现在更换合格的离合器和悬置及重新进行发变合装后，抖动依然存在，只有更换了不平衡量合格的双质量飞轮后，抖动消失且振动幅值小于0.3 mm/s，才符合限值要求。同时为了进一步确认，将故障件在其他无怠速抖动的整车上进行了复装，抖动故障再现。最后通过对故障件的不平衡量进行复测，不平衡量达到了1 928 g·mm，最终锁定是由于双质量飞轮的不平衡量超差导致的怠速抖动，这是产生怠速抖动的根本原因。

3 不平衡量对整车怠速抖动的影响

为了进一步深入研究双质量飞轮不平衡量对整车怠速抖动的影响，现试制了不同的不平衡量的双质量飞轮进行整车怠速抖动振幅测试，双质量飞轮不平衡量实测值见表2。

表2 不同双质量飞轮不平衡量值

将表2中不同不平衡量的试验样件分别装车进行座椅导轨的振动幅值测试，测试结果见表3。

表3 不同不平衡量的振动幅值

通过对不同的不平衡量的双质量飞轮进行实车测试，从测试结果上可以看出，随着不平衡量的增大，整车座椅导轨的振幅也随之增大，但通过主观评价不平衡量在994 g·mm以内的样件装车后的怠速抖动均可满足整车NVH要求，无异常抖动，而不平衡量为1 563 g·mm的试验样件无论从客观数据上还是主观评价上均不符合要求。下面验证不同的双质量飞轮的安装角度对怠速抖动的影响，所谓的双质量飞轮不同的安装角度就是相对于曲轴的安装角度，由于发动机动力传动系统的整体平衡量也会影响整车怠速抖动，所以通过这种方式可以实现双质量飞轮的不平衡量与发动机曲轴和离合器等其他旋转部件不平衡量的抵消或叠加，进一步验证双质量飞轮不平衡量对系统的影响，现对动平衡量为1 563 g·mm的样件进行了不同角度安装的座椅导轨振动测试，测试结果见表4。

表4 不同安装角度的振动幅值

通过对不平衡量为1 563 g·mm的双质量飞轮进行整车怠速座椅导轨的振动测试，可以看出双质量飞轮处在90°和180°时振动幅值符合要求，而在0°和270°时振动幅值超出了限值，进一步说明了不同的双质量飞轮安装角度影响整车怠速抖动时，是由于与系统的其他旋转零件的不平衡量产生了抵消或叠加。

4 不平衡量超差的原因分析与改进

本文研究的怠速抖动双质量飞轮产品是经过自动生产线经过100%平衡后下线的，经过追溯查询产品下线时的不平衡量为220.3 g·mm，是符合产品要求的(要求300 g·mm以内)。而从故障车辆上拆卸后对故障件进行复测，发现不平衡量为1 823 g·mm，已远远超出限值要求，且与生产线追溯数值相差较大。由于生产线在动平衡后还有扭转特性检测工序，为了进一步分析后续工序对不平衡量的影响，现对下线装箱前的双质量飞轮产品进行产品复测，发现动平衡量均发生了不同程度的变化，结果见表5。

表5 扭转特性检测前后不平衡量对比

4.1 动平衡超差的原因分析

通过对扭转特性前后的不平衡量复测对比可以看出，扭转特性检测对不平衡量有较大影响。扭转特性检测主要是通过扭转特性检测机对双质量飞轮正负2个极限角度进行扭转，通过这个过程检测出双质量飞轮的扭转刚度、基础阻尼力矩、极限转角等关键性能参数。基于质量飞轮的结构弧形弹簧是随机自由放置在环形油腔内的，图4所示是弧形弹簧的2个极限状态，图4a是弧形靠一侧的状态，也就是非对称状态，在这种状态下进行的平衡是假平衡状态，因为在经过扭转特性检测后，弧形弹簧的分布后变成图4b所示的状态，弧形弹簧由非对称状态变成了对称状态，最终导致了原平衡合格的产品，变成了不合格的产品，这种状态装到整车上必然会导致整车抖动。

为了进一步验证弧形弹簧处于不同位置对双质量飞轮平衡的影响，现对两侧弧形弹簧靠一侧的状态建立了简化模型，并进行了理论计算，简化模型如图5所示，针对本简化模型的不平衡量计算式如下：

B=2cos(α/2)md

(1)

式中，B表示双质量飞轮由于弹簧靠一侧所产生的不平衡量；α表示弧形弹簧靠一侧时形成的夹角；m表示弧形弹簧造成的偏重；d表示偏重半径。

图5 弧形弹簧靠一侧的简化计算模型

将双质量飞轮的实际参数带入式1中进行计算，结果见式2，由双质量飞轮弧形弹簧靠紧一侧导致的不平衡量为1 801.54 g·mm。

B=2cos(8°/2)×8×114=1 801.54 (g·mm)

(2)

为了进一步验证理论计算的正确性，现对加工好的双质量飞轮总成的两弧形弹簧处增加2个拨动孔(红色圆圈内)，用来将弹簧拨动到对称位置或靠一侧位置(见图6)。

a) 未增加拨动孔

b) 增加拨动孔

对比测量弧形弹簧处于对称状态和弧形弹簧靠一侧时的双质量飞轮的不平衡量，结果见表6，可以看出，不平衡量由78 g·mm变化到了1 764 g·mm，与计算所得的1 801.54 g·mm接近，差异主要是润滑脂的位置引起的变化，可以忽略，产生问题的原因得到了进一步验证。

表6 弧形弹簧对称位置和靠一侧位置的动平衡量对比

4.2 不平衡量超差工艺改进

通过4.1的不平衡量超差的原因分析，找到了扭转特性检测前后不平衡量超差的原因，现通过工艺优化在动平衡工序前增加弹簧找正工序，找正工序的目的是将随机装配的弹簧调整到对称状态，避免由于动平衡加工后的扭振特性检测后弹簧的对称状态发生变化，导致平衡失准，优化前后工艺对比如图7和图8所示。

图7 优化前的工艺流程

图8 优化后的工艺流程

对更改后的工艺流程进行有效性验证，详见表7，通过工艺优化，可以看出动平衡后的样件经过扭转特性检测后，不平衡量的值变差较小，微小变差的原因是由于润滑脂和次级飞轮的位置的变化导致，符合产品特性要求，整改有效。

表7 优化后扭转特性检测前后动平衡量对比

5 结语

本文针对某搭载四缸发动机匹配湿式DCT变速箱的整车进行了怠速工况下的NVH测试，获得了怠速抖动时的座椅导轨振动数据，分析了双质量飞轮的整车动平衡的影响，并通过工艺分析找出了造成双质量飞轮不平衡的原因，确定了最终的改进方案，并通过实车进行了验证。具体结论如下。

1)通过对整车怠速抖动工况下的座椅导轨的振动测试，发现抖动主要是由一阶振动导致。

2)通过对怠速一阶振动的分析，确定影响怠速一阶振动可能的原因有发变合装、悬置刚度、离合器不平衡量和双质量飞轮的不平衡量，最终通过ABA复现，确定是由于双质量飞轮不平衡量过大导致。

3)通过对不同不平衡量和安装角度的不同进行的整车怠速抖动测试，发现整车抖动与双质量飞轮安装角度有关。

4)通过整车试验验证，可以看出不平衡量越大整车抖动越大。

5)通过对双质量飞轮装配工艺的优化，在动平衡工序前增加找正工序，保证了弹簧的对称性，对改进后的双质量飞轮进行了有效性验证，验证了改进方案的有效性。

通过本文的研究，明确了该怠速抖动问题的改善方向，能够为解决该类问题提供一定的参考。