基于仿真模型的前置后驅車型雙質量飛輪匹配

陳 釗，楊明輝，蒲弘杰，王 東

(1.東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545005； 2.中國汽車技術研究中心，天津 300300)

0 引言

前置后驅車型傳動系統扭振問題較為突出，是引起車內振動、噪聲問題的主要激勵源之一[1]。目前汽車上主要使用離合器從動盤式減振器隔離發動機對傳動系統的扭振激勵，由于受離合器空間結構的限制，其減振彈簧安裝半徑較小，導致彈簧轉角范圍有限，難以通過減小彈簧扭轉剛度的方式將傳動系統在工作轉速范圍內出現的扭轉共振調至怠速以下，因此減振效果有限[2]。雙質量飛輪(DMF)是在傳統從動盤式減振器的基礎上發展而來的新型減振器，具有更好的減振效果，得到越來越廣泛的應用。

目前已有學者開展傳動系統扭振問題研究[3-5]，但對傳動系統扭振特性和雙質量飛輪減振特性單獨研究的較多，對特定傳動系統進行雙質量飛輪匹配設計研究的較少。本文針對一款前置后驅車型傳動系統存在的扭振問題，應用AMESim軟件建立動力學仿真分析模型，使用扭振測試結果以驗證模型的有效性，然后基于仿真模型開展前置后驅車型雙質量飛輪作用機理分析及參數匹配設計。

1 傳動系統建模及分析

1.1 扭振模型建立

本文研究的車型搭載1.6 L直列4缸汽油機、5速手動變速器。根據傳動系統扭振建模原則[6]，將其簡化為18自由度當量系統模型，使用AMESim軟件建立的傳動系統當量模型如圖1所示。

1.2 傳動系統扭振試驗

在轉轂實驗室開展傳動系統扭振試驗，測點有飛輪端、變速器輸入軸、主減輸入軸和后輪輪邊。飛輪端和變速器輸入軸通過在變速器殼體上打孔，借助飛輪啟動齒圈和變速器輸入軸齒輪分別安裝磁電傳感器；主減輸入軸通過在法蘭盤上粘貼碼帶紙，在橋殼上焊接支架安裝光電傳感器；后輪輪邊利用ABS信號齒安裝磁電傳感器。

圖1 傳動系統當量模型

采用全油門(WOT)加速工況進行測試，各測點2.0階扭振幅值如圖2所示。由圖2可知，3檔至5檔2.0階扭振共振峰發動機轉速分別為1 960 r/min、1 630 r/min、1 575 r/min，據此可推測得出扭振模態頻率分別為65.33 Hz、54.33 Hz、52.50 Hz。

1.3 仿真模型驗證

自由振動仿真結果與測試所得傳動系統模態頻率對比見表1。仿真計算可以得到多階模態信息，但測試僅能依據共振峰值推測模態頻率，因此只能將頻率相近的結果進行對比分析。提取4檔(直接檔)工況變速器輸入和主減輸入2.0階扭振幅值分別與測試數據進行對比，如圖3所示。

由表1可知：傳動系統扭振模態頻率的仿真與測試值誤差小于5%。由圖3可知：強迫振動響應的仿真與測試雖有差別但變化趨勢基本一致，共振峰重合較好。由此說明模型參數是準確的，所建模型是有效的，可用于雙質量飛輪匹配設計。

圖2 各測點2.0階扭振幅值

檔位試驗(Hz)仿真(Hz)誤差(%)365.3362.104.95454.3356.944.79552.5054.704.19

圖3 4檔工況變速器輸入軸和主減輸入軸2.0階扭振幅值對比

2 雙質量飛輪匹配

針對本研究車型存在的低轉速傳動系統扭振問題，試過多種整改方案，如增加飛輪慣量、降低離合器剛度、傳動軸末端加裝扭轉減振器(TVD)，但效果均不理想。一方面是前置后驅車型固有的扭轉共振問題難以解決，另一方面是傳動系統各參數變動范圍較小，不容易通過優化傳動系統參數的方式取得顯著改善效果。因此，在其他方案均不能取得較好的治理效果時，往往需要匹配雙質量飛輪，其結構如圖4所示。

1-初級飛輪； 2-滑道； 3-弧形彈簧； 4-傳力板 ；5-次級飛輪

2.1 設計參數初選

決定雙質量飛輪減振性能的參數有3個：初級飛輪與次級飛輪的慣量比I1/I2、減振器彈簧扭轉剛度K(Nm/(°))和阻尼c。根據雙質量飛輪的匹配原則，參數的取值范圍如下：

(1)

其中：I0為原單質量飛輪轉動慣量，I0=0.078 kg·m2。

為了研究雙質量飛輪的減振機理，初步選定慣量比I1/I2=1，扭轉剛度K=10 N·m/(°)，阻尼系數c=0.1。

2.2 作用機理分析

使用初步選定的雙質量飛輪參數計算傳動系統扭振并與原狀態(單質量飛輪)對比，模態頻率對比結果見表2，變速器輸入軸2.0階扭振幅值對比如圖5所示。

由表2可知：換裝雙質量飛輪后，重點關注的第5階模態頻率降低，由56.94 Hz降為33.97 Hz。由圖5可知：變速器輸入軸2.0階扭振幅值明顯降低，共振峰消失了。

雙質量飛輪一方面通過在更大的空間內安裝減振彈簧，使彈簧工作轉角增大，從而可以大幅降低扭轉剛度；另一方面通過對飛輪的拆分，增加了變速器側慣量。雙質量飛輪之所以對第5階模態頻率起作用，是因為減振器剛度為模態節點之一，根據頻率由剛度與慣量之比所決定的基本理論進行分析，降低減振器剛度與增加變速器側慣量均能起到降低該階頻率的作用。雙質量飛輪是從剛度和慣量兩個方面降低了傳動系統的共振頻率，所以改善作用顯著。

表2 DMF與原狀態模態頻率對比 Hz

圖5 變速器輸入軸2.0階扭振幅值DMF與原狀態對比

2.3 設計參數優化

以發動機常用工作轉速范圍內變速器輸入軸2.0階扭振幅值為目標函數，檔位設置為4檔，分析慣量比、扭轉剛度和阻尼系數對雙質量飛輪減振性能的影響規律。

2.3.1 慣量比

慣量比對DMF減振性能的影響如圖6所示。由圖6可以看出：慣量比對雙質量飛輪減振性能的影響主要在低轉速段，變速器輸入軸扭振幅值隨著慣量比增加而變大。匹配雙質量飛輪時，選擇較小的慣量比對減振性能有利，但過小的慣量比意味著初級飛輪慣量也比較小，發動機扭振幅值會變大，對發動機不利。因此，選擇慣量比時，需要綜合考慮減振性能對發動機的影響。

2.3.2 扭轉剛度

扭轉剛度對DMF減振性能的影響如圖7所示。從圖7可以看出：扭轉剛度對雙質量飛輪減振性能的影響主要在中、低轉速段，變速器輸入軸扭振幅值隨著扭轉剛度增加而變大。因此，匹配雙質量飛輪時，在保證滿足傳遞極限扭矩的前提下，應盡量選擇小的扭轉剛度。

2.3.3 阻尼

阻尼系數對DMF減振性能的影響如圖8所示。

圖6慣量比對DMF減振性能的影響圖7扭轉剛度對DMF減振性能的影響圖8阻尼系數對DMF減振性能的影響

從圖8可以看出，在發動機轉速為1 000 r/min附近的共振區，扭振幅值隨阻尼系數增加而變小，在大于1 200 r/min的非共振區，扭振幅值隨阻尼系數增加而變大。匹配雙質量飛輪后，變速器輸入軸扭振幅值在低轉速段較大，隨著轉速升高，幅值已經比較小。因此，匹配雙質量飛輪時，應重點考慮阻尼對低轉速段(即共振區)的影響，選擇較大的阻尼系數。

綜合以上分析可知：扭轉剛度對減振性能影響最大，慣量比次之，阻尼系數最小。因此，為該前置后驅傳動系統所匹配的雙質量飛輪參數慣量比為1、扭轉剛度為8 Nm/(°)、阻尼系數為0.1。

3 匹配效果驗證

按照匹配設計結果制作樣件并開展效果驗證測試，驗證結果如圖9所示。

圖9 換裝DMF效果驗證

由圖9可知：換裝雙質量飛輪后，消除了傳動系統在發動機常用工作轉速范圍內的共振現象，變速器輸入軸扭振幅值明顯降低；座椅導軌振動明顯降低，Z方向降幅最大，最高可達0.1g；車內噪聲在發動機轉速1 000 r/min～2 000 r/min范圍內有明顯降低，后排降幅大于前排，最大降幅可達7 dB(A)。主觀感受車輛乘坐舒適性明顯提高，與客觀測試結果一致。

4 結語

(1) 應用AMESim軟件建立了前置后驅車型傳動系統扭振分析模型，使用扭振測試結果對模型的有效性進行了校驗，仿真結果與試驗結果基本一致，說明所建立的仿真模型是有效的。

(2) 雙質量飛輪通過降低減振器扭轉剛度和重新分配慣量的方式，將傳動系統扭振頻率移出常用轉速范圍，從而改善傳動系統扭轉振動特性，其中扭轉剛度降低帶來的改善效果好于慣量重新分配。

(3) 分析了慣量比、扭轉剛度和阻尼系數對雙質量飛輪減振性能的影響規律，給出了參數匹配原則。

實車驗證結果表明：匹配雙質量飛輪的車輛，傳動系統扭振幅值降低，共振消除，座椅導軌振動和車內噪聲均有降低，乘坐舒適性明顯改善。