汽車動力傳動系統振動問題及解決方法綜述

嚴正峰, 尹大樂, 張 農, 陳 雷

(1.合肥工業大學 汽車與交通工程學院,安徽 合肥 230009; 2.武漢理工大學 機電工程學院,湖北 武漢 430070)

0 引 言

隨著汽車工業的蓬勃發展以及人們生活水平的不斷提高,汽車的功能已經不僅僅局限于“交通工具”,人們在賦予汽車更多新功能的同時,對于乘坐舒適性要求也更加苛刻。汽車的噪音、振動與聲振粗糙度(noise,vibration and harshness,NVH)性能目前已經成為人們評價汽車優劣的一項重要指標,其中振動與噪音是最能夠被乘員直觀感受到的影響乘坐舒適性的因素,而汽車的噪音問題又大部分來自于汽車的振動[1]。因此,汽車的振動問題受到了汽車廠商和用戶的廣泛關注。汽車動力傳動系統作為汽車重要的組成部分,其基本功能是將發動機的動力傳遞給車輪,使汽車能夠在一定速度下正常行駛,并努力提高汽車的動力性與經濟性[2]。與此同時,傳動系統的振動也是導致整車振動的重要因素。

傳統內燃機汽車動力傳動系統由發動機、離合器、變速器、傳動軸、萬向節、主減速器、差速器、左右半軸和車輪等部件組成。其中,發動機、離合器以及變速器共同構成汽車的動力總成,為汽車正常工作提供動力;傳動軸作為高轉速、少支撐的旋轉體,一般可以分為2段,通過萬向節相連,能夠實現兩軸在具有角度差的情況下等轉速傳動;主減速器、差速器及左右半軸安裝在驅動橋橋殼內,實現減速增矩并將動力分配給左右驅動輪。近年來由于汽車的輕量化及動力性能的提高,發動機質量更輕，同時帶來了更大的激勵輸入，雖然燃油經濟性和排放性能得到了提升,但是相應地會產生更多的扭矩和激勵輸入到傳動系統[3]。電動汽車與內燃機汽車動力傳動系統最大的區別之一就是動力系統與傳動系統的直接耦合,這種情況雖然可以獲得較好的加速性能,但由于電機驅動速度高、轉矩響應快,容易引發傳動系統的沖擊與振動,因此電動汽車在行駛過程中會經常出現縱向抖動現象[4-5]。

混合動力汽車同時具有發動機和電動機2個動力源,能夠通過更加復雜的傳動系統單獨或共同為汽車提供動能,因此其傳動系統的振動問題也更加復雜。總而言之,汽車傳動系統的振動問題存在于任何類型的汽車上,研究汽車動力傳動系統減振技術對于降低整車振動、提升乘坐舒適性具有十分重要的意義。

本文總結了汽車傳動系統振動現象的形成機理、表現形式與3種常見類型,介紹了國內外對于汽車傳動系統減振技術的研究進展以及傳動系統減振技術的一般研究過程,詳細分析了傳動系統2種動力學模型的建立方法及各自特點,最后介紹了扭轉減振器對降低傳動系扭轉振動的作用,并著重討論了離合器從動盤式扭轉減振器、雙質量飛輪以及帶離心擺式吸振器的離合器從動盤在總成減振方面的作用。

1 汽車傳動系統振動問題的認識

汽車動力傳動系統是一個復雜的多自由度機械系統,具有多個子系統且零部件眾多,同時零部件的回轉中心線并未全部在一個平面。汽車在行駛過程中,發動機輸出扭矩的波動、發動機曲軸不平衡質量、路面的激勵、離合器的分離和結合過程中的沖擊以及齒輪傳動嚙合敲擊等都會引起汽車傳動系統的振動[6]。因此,汽車傳動系統本身結構的復雜性和多激勵源導致的汽車傳動系統振動問題比較復雜,解決起來也更加困難。

按照振動位移的類型,傳動系統的振動一般可以分為扭轉振動、彎曲振動、縱向振動,以及它們之間相互耦合而產生的彎扭耦合振動、扭縱耦合振動、彎扭縱耦合振動等[7]。其中由發動機扭轉波動而引起的扭轉振動是汽車傳動系統中最常見的振動形式[8]。傳動系統的振動在汽車怠速、行駛和制動工況下所呈現出來的問題,通常包含離合器的起步顫振、變速箱的齒輪敲擊振動以及制動時的抖動等。

離合器的起步顫振現象通常出現在汽車起步過程中,由于離合器主從動部分逐漸接合,汽車傳動系中的扭矩出現波動,導致整車的縱向振動[9]。這種整車縱向振動現象也被稱為起步抖動現象,其振動頻率一般在5～20 Hz范圍內,具體數值取決于離合器系統和車輛慣性[10]。通過對離合器的起步顫振現象的研究,可以將其產生機理分為自激振動和強迫振動2種,由離合器摩擦片在接合過程中摩擦系數的負梯度變化導致的顫振現象為自激振動[11];由包含離合器在內的機械部件之間形位偏差引起的傳遞力矩波動導致的顫振現象為強迫振動[12]。

變速箱的齒輪敲擊振動現象一般出現在空載或輕載齒輪上,主要是由于發動機的轉矩波動與尺側間隙的存在而導致的振動現象[13]。變速箱結構振動特性顯著地制約了動力總成乃至整車的振動特性,特別是在手動變速器中,頻繁的負載變化會導致“shuffle”和“clonk”的發生。“shuffle”是一種衰減的車身縱向振動,頻率在2～8 Hz之間,是發動機飛輪(旋轉運動)和車輛(平移運動)的耦合運動;“clonk”是汽車傳動系統中典型的噪音現象,變速器 “clonk”是指在1 000～3 000 Hz范圍內覆蓋寬頻域的高頻噪聲,它由變速器和相關部件的接觸變化而產生[14]。

制動抖動是指發生在不同類型汽車上的由制動所引起的強迫振動,能夠使汽車乘員直觀地感受到汽車地板、制動踏板以及方向盤的振動,嚴重影響了汽車的乘坐舒適性與駕駛安全性[15-16]。制動抖動的頻率與車輪的轉動速度成正比,相應地與汽車的行駛速度也成正比,抖動頻率一般不會高于100 Hz,通常在10～50 Hz之間[17]。研究表明,制動抖動一般發生在車輛高速行駛情況下進行中等強度到高等強度制動時,若制動器持續作用,制動抖動則會一直延續到低速。

綜上可知,動力傳動系統的振動響應頻段主要分布在低頻段,現有常規減振設備無法抑制低頻振動。雙質量飛輪具有較大的彈簧布置空間,允許使用更低剛度的彈簧,能夠使傳動系統固有頻率遠離振動響應頻段,防止產生共振。本文在第5節中對雙質量飛輪進行了詳細介紹。

2 國內外研究進展

由于汽車結構輕量化的發展以及發動機功率的提高,汽車在行駛過程中的振動問題越來越明顯,傳動系振動所引發的事故頻繁發生,促使了人們對汽車振動問題的研究。近年來,人們在前人研究的基礎上對傳動系統的振動問題有了更深的研究。文獻[18]建立了車輛動力傳動系的一般扭轉振動模型,深入分析了耦合剛度對傳動系統動力學行為的影響,并基于遺傳算法構造了動態優化的理論模型和程序,有效地衰減了系統的扭轉振動；文獻[19]以具有超速齒輪的六擋位變速器為研究對象,以汽車能量利用率和駐車起動連續換擋加速時間為目標函數,建立汽車傳動系統多目標優化模型,并改進了NSGA-Ⅱ算法,使其在汽車傳動系統多目標優化問題方面更加準確和高效;文獻[20]建立了行駛工況下汽車傳動系的19自由度當量系統模型,并對該模型的有效性進行了試驗驗證,為了避開發動機扭振激勵的轉速,又將該模型簡化合并為具有發動機、變速器、傳動軸、驅動橋、車輪、車身6自由度的模型;文獻[21]建立了前輪驅動汽車傳動系扭轉振動的一維多體數學模型,并利用該模型對飛輪慣量、傳動軸剛度和離合器剛度進行優化,通過數學建模和優化過程,實現了降低傳動系統NVH的目的。

對于離合器起步顫振現象,文獻[22]建立了雙離合變速器車輛起步時離合器接合顫振的系統分析模型,對影響離合器顫振的因素進行了分析,發現離合器顫振與摩擦系數的負斜率變化、靜摩擦系數、系統阻尼、外加油壓和發動機扭矩波動有關,為優化車輛設計提供了依據;文獻[23-24]為了研究離合器在接合過程中的摩擦顫振問題,建立了4自由度傳動系統動力學模型,分析了一些關鍵因素對離合器顫振的影響,發現摩擦因數隨相對滑動速度的負梯度變化及接觸界面的壓力波動是離合器顫振發生的主要原因;文獻[25]采用多自由度動力學分析方法,在對不同摩擦表面溫度下載荷變化對離合器起步抖動影響的研究過程中發現,起步抖動幾乎在所有離合器接合條件下普遍存在,但在冷表面溫度下,起步抖動更為明顯;文獻[26]為研究發動機激勵對離合器顫振的影響,提出了一種具有非線性摩擦轉矩和發動機轉矩激勵的3自由度動力學模型,發現當曲軸的角速度等于或接近傳動系的固有頻率時,離合器顫振現象顯著增強,而發動機激勵和油壓波動對離合器顫振的影響較小;文獻[27]建立了摩擦離合器接合過程中傳動系統動力學特性分析模型,通過研究離合器從動盤總成的扭轉剛度和波形片的軸向剛度對起步抖動的影響,發現適當增大從動盤總成扭轉剛度、降低波形片軸向剛度能夠有效改善起步抖動。

對于變速器的齒輪敲擊振動現象,文獻[28]提出了考慮變速器齒輪副間隙的非線性動力學模型,并對激勵頻率、載荷比和阻尼比等關鍵參數對齒輪副穩定性的影響進行了研究,發現可以通過增加載荷比或增大摩擦和阻滯力矩來降低齒輪副的敲擊振動;文獻[29]以專門設計的一臺2擋位試驗變速器為研究對象,建立了變速器剛柔耦合多體動力學模型,對變速器齒輪敲擊振動的產生條件進行了討論,發現通過合理設計齒輪系統參數可以把敲擊控制在理想范圍內;文獻[30]建立了傳動系統非線性扭轉振動和車輛縱向平移運動耦合模型,通過對汽車處于1擋加速工況下各非承載齒輪副的敲擊振動情況的分析,發現合理設計各擋位齒輪齒側間隙和等效轉動慣量可有效抑制變速器齒輪敲擊振動;文獻[31-32]為研究怠速工況下變速器齒輪敲擊振動,提出了一種4自由度傳動系統的非線性動力學模型,研究了離合器剛度和阻尼對變速器齒輪敲擊振動的影響,發現齒輪敲擊振動隨扭轉剛度、離合器滯后阻尼和驅動盤慣性力矩的增加而增大;文獻[33]研究了商用車變速器的離合器參數與齒輪敲擊振動之間的關系,發現通過對離合器預阻尼的優化可以有效降低變速器的振動;文獻[34]以某款自動變速器為研究對象,對齒輪敲擊振動機理和斜齒輪修形減振降噪方法展開深入研究,經過試驗驗證了齒輪修形方案的可行性,為降低齒輪敲擊振動提供了新思路。

文獻[35-36]對目前最為常用的盤式制動器和鼓式制動器制動抖動產生機理、影響因素、控制策略等進行了全面的研究,為降低制動抖動提供了參考依據;文獻[37]針對盤式制動器系統建立了盤式制動器8自由度多點接觸動力學模型,分析了一些關鍵因素對制動抖動的影響,通過與單點接觸模型對比發現,所建立的多點接觸動力學模型在制動抖動預測上具有較高的準確性;文獻[38]將制動抖動分為冷抖動和熱抖動,前者由制動表面不均勻造成,后者由制動表面反復制動產生的熱斑不均勻造成,并分析了通過改善懸架系統的模態特性和改變制動盤形狀與制動墊材料來降低制動抖動2種方法;文獻[39-40]研究了制動器制動力矩的波動向轉向盤傳遞的主要途徑,考察了傳遞路徑中各零部件對制動抖動的吸收與放大,發現制動抖動在傳遞過程中整體衰減,但是在局部存在放大現象;文獻[41]利用有限元方法對轉向盤整體結構進行了模態分析,并對轉向盤的固定支架進行了靈敏度分析和優化設計,結果表明優化轉向盤固定支架能夠有效降低制動抖動引起的方向盤振動;文獻[42]建立了計算機仿真多體動力學模型用以研究制動抖動向駕駛室的傳遞,建模結果顯示制動抖動通過懸架向汽車地板傳遞,并可通過對懸架設計參數的優化來降低制動抖動的傳遞。

目前,國內外關于動力傳動系統減振技術的最新研究方向,主要集中在動力減振器、磁流體減振器以及離心擺式控制器方面。動力減振器是利用彈性元件和阻尼元件把一個輔助質量聯系到振動系統上的一種減振裝置。磁流體減振器是利用磁流體能夠根據磁場強度改變其黏度和流動阻抗的特性,達到調節阻尼大小的目的。目前，已將磁流變液應用到了雙質量飛輪中,研究發現,磁流變液雙質量飛輪在各個工況下的傳動系扭振的衰減性能都得到改善[43-45]。離心擺式控制器則是在減振器上安裝離心擺,當系統振動時,離心擺左右擺動,從而達到破壞共振、衰減振動的目的。德國LuK公司已將這種技術應用到從動盤式扭轉減振器及雙質量飛輪上[46-47]。

綜觀國內外對汽車動力傳動系統振動問題的研究現狀可知,關于傳動系統扭轉振動的研究,主要還是以仿真計算為主。另外,測試、數據處理等技術的發展也推動了傳動系統扭轉振動的研究,建立的模型自由度越來越多,輸入系統激勵因素也越來越多。因此,所建立的模型更加貼近實際,準確率也大幅提高,傳動系統振動理論愈發成熟。然而,國內關于傳動系統最新減振技術的研究尚未有一個完整的體系。因此,本文針對傳動系統振動問題進行了研究。

3 汽車動力傳動系統振動問題研究

對于汽車動力傳動系統減振技術的研究,一般可以按照以下幾個步驟進行:

(1) 根據所研究車型的振動問題,以該車型動力傳動系統作為研究對象,根據該車型傳動系統的特點,確定具體的研究方案,如建模方法和計算仿真方法等。

(2) 對所研究車型傳動系統的振動問題,在不同的工況下進行特征試驗,得到該車型傳動系統在振動問題上的各項試驗數據以及某些建模所需的相關參數。

(3) 對該車型傳動系統相關部件進行結構參數和基礎數據的測量和計算,并對傳動系統進行簡化和抽象,建立動力學模型。

(4) 對所建立的動力學模型進行各個工況下的仿真試驗分析,并將仿真結果與特征試驗得到的各項結果進行比較。

(5) 若對比結果相差較大,則對仿真模型及參數進行調整,直到得到可靠的動力學模型;若對比結果相差不大,說明仿真模型可靠,則可通過改變與振動問題相關的動力學參數,在理論上得到優化方案。

(6) 搭建所研究車型的傳動系統試驗臺,并在該實驗臺對理論上的優化方案進行試驗驗證,若傳動系統的振動問題得到了優化,則證明該方案是可行的;若無效,則需要通過仿真模型重新制定優化方案。

汽車動力傳動系統減振技術的研究流程如圖1所示。

對傳動系統減振技術的研究大致可以分為特征試驗、仿真分析以及驗證試驗3個步驟。特征試驗主要是為了得到研究車型振動現象的特征,并作為參照對象來判斷所建立仿真模型的可靠與否;仿真分析通過建立實際的傳動系統模型,對實際傳動系統進行試驗研究,通過觀察傳動系統模型各變量變化對傳動系統振動問題的影響,尋求傳動系統最優結構和參數;驗證試驗則是按照仿真分析中提出的優化方案,在所建立的傳動系統試驗臺上進行模擬,以驗證優化方案的有效性。通過以上汽車傳動系統減振研究過程,不僅可以大大縮短對傳動系統振動問題的研究時間,同時也可以降低研究成本。

圖1 汽車傳動系統減振技術研究流程

4 汽車動力傳動系統動力學模型

汽車傳動系統動力學模型的建模過程如圖2所示[48]。

圖2 汽車傳動系統動力學模型的建模過程

汽車動力傳動系統是一個具有連續性和復雜性的多質量系統,為了能夠準確地反映傳動系統振動特性并尋求減振方案,就必須對其進行合理簡化和抽象,從而建立動力學模型。由于對傳動系統簡化和抽象的方式不同,得到的動力學模型會有所不同,一般可以分為系統動力學模型、多體動力學模型以及結構動力學模型。動力學模型按照相應的動力學原理得到數學模型,在數學模型中添加相應的算法進而得到仿真模型。就汽車傳動系統的建模而言,目前采用集中質量法建立的系統動力學模型以及采用分布質量法建立的結構動力學模型最為常見。本文主要對集中質量模型和分布質量模型進行討論。

4.1 集中質量模型

采用集中質量法,通過將傳動系統各個部件簡化為只有慣量沒有彈性的慣量圓盤、只有彈性沒有慣量的理想彈簧以及連接在慣量圓盤上的黏性阻尼器,形成“慣量圓盤-理想彈簧-黏性阻尼器”當量離散系統模型,稱之為集中質量模型。根據動量矩方程及能量守恒原則,系統的運動方程可以采用矩陣的形式[49]表示為:

(1)

集中質量模型是在對汽車傳動軸系進行較大的簡化與降階的基礎上得到的,在簡化和降階的過程中不可避免地會產生誤差。因此,集中質量模型與實際系統之間必然存在誤差,且這種誤差無法克服。盡管研究表明這些誤差在實際建模是允許存在的,然而集中質量模型仍不適用于要求得到精確數值的仿真分析。若要提高集中質量模型的精度,可以將軸系分割為更多的集中質量,但同時也將面臨計算量大這一問題[50]。因此,集中質量模型常用于復雜系統的定性研究。

4.2 分布質量模型

分布質量模型,又被稱為基于連續系統振動理論得到的系統動力學模型,采用分布質量法,將軸系看成是一個具有分布參數的連續物理體。傳動系統的分布質量模型可以表現為偏微分方程的形式[49],即

(2)

其中:ρ為質量密度;Ji為面積轉動慣量;G為剛度模量;φi為扭轉角度。

(2)式中自由振動的解為:

φi(xi,t)=φi(xi)sin(ωt)

(3)

(4)

其中,Ai、Bi均為常數。

基于分布質量法建立的傳動系統分布質量模型與實際情況更加吻合,計算結果也更加準確,可用于要求得到精確數值的仿真分析。然而,由于其數學模型為偏微分方程,更高精度的代價是更加復雜的數學計算,對于簡單的單軸系統比較實用,對于復雜的多軸系統以及多分支系統的計算較為復雜。因此,分布質量模型常用于簡單系統的定量研究。

5 汽車動力傳動系統扭轉減振器

扭轉振動是汽車傳動系統最常見的振動方式,目前對于汽車傳動系統減振技術的研究也主要集中在降低扭轉振動上。扭轉振動是發動機在為傳動系統提供能量時產生的副產品,主要是由燃燒室內的氣體壓力變化引起的扭矩脈沖不均勻、曲軸及往復組件的慣性力以及曲軸的柔性導致的。發動機的扭轉振動除了會導致NVH問題外,還會降低傳動部件的使用壽命,降低燃油經濟性。傳動系統扭轉振動的控制方法主要包括消振、吸振和隔振等。消振是從源頭上進行控制,即消除發動機的扭矩波動,雖然是最根本的減振方法,但受條件限制無法徹底消除振動;吸振是在振動系統上加裝輔助子系統,由輔助子系統吸收由振源產生的部分激勵能量,以減輕分配到主系統上的激勵能量;隔振則是在振源和振動系統之間加裝扭轉減振器,依靠扭轉減振器彈性元件的變形來緩沖振源對振動系統的激勵。

隔振是目前應用最廣、效果最好的一種減振方法,研究表明,扭轉減振器在隔離發動機扭轉振動、消耗振動能量、降低傳動系固有頻率方面效果顯著[51-52]。本文主要對離合器從動盤式扭轉減振器、雙質量飛輪以及帶離心擺式吸振器的離合器從動盤進行研究。

5.1 離合器從動盤式扭轉減振器

離合器從動盤式扭振減振器(clutch torsional damper,CTD)如圖3所示。CTD主要由減振彈簧和減振盤組成,通過定位銷將減振盤、從動盤本體、從動盤轂連接為一個整體,并允許從動盤和從動盤轂之間有一個相對轉動的角度。當發動機工作時,離合器通過從動盤本體將扭矩傳遞給減振彈簧,再由減振彈簧將扭矩傳遞給從動盤轂。某單級剛度CTD的扭轉特性如圖4所示。

圖3 離合器從動盤式扭振減振器

圖4 某單級剛度CTD的扭轉特性

變速器第1軸與從動盤轂通過花鍵相連,正是因為減振彈簧的作用,降低了變速器第1軸軸段的扭轉剛度,改變了系統振型,有效衰減了扭轉振動的振幅。CTD的隔振效果如圖5所示[53],從圖5可以看出，在高轉速下CTD的隔振效果較為明顯,在低轉速下隔振效果不理想。

由于汽車發動機輕量化及動力性能的提高,更多的扭矩和激勵輸入到傳動系統。為了緊跟發動機的發展步伐,CTD也在不斷發展和改進。文獻[54]介紹了一種新型三級剛度CTD的開發和應用,并通過試驗驗證這種減振器比傳統的二級剛度CTD具有更好的減振效果,特別是在小轉矩的工況下減振效果尤為明顯;文獻[55]針對CTD的減振彈簧進行了改進,使減振彈簧的剛度由原來的單級剛度變為3級剛度,使其能夠隨著路況和負載的變化而實現減振彈簧剛度的變化,提高了乘客的乘坐舒適性，同時也增強了汽車的承載能力和可靠性。

雖然研究人員努力尋找優化CTD的方法,但是由于離合器從動盤空間的制約,減振器扭轉角度小、扭轉剛度大、減振效果差的問題依然得不到根本解決，導致CTD對扭振控制的設計和改進十分困難,隔振能力也已達到瓶頸,很難再有突破性的發展。

圖5 CTD隔振效果

5.2 雙質量飛輪

雙質量飛輪(dual mass flywheel,DMF)如圖6所示,其結構主要由初級飛輪、扭轉減振器、次級飛輪3個部分組成。其中啟動齒圈與初級飛輪結合在一起,安裝在發動機曲軸端;次級飛輪和離合器安裝在一起與變速器相連;弧形彈簧安裝在弧形油腔內,與連接盤、飛輪殼共同組成扭轉減振器。DMF的扭矩傳遞路徑為:初級飛輪-弧形彈簧-連接盤-次級飛輪。某二級剛度DMF的扭轉特性如圖7所示。

圖6 雙質量飛輪結構

圖7 某二級剛度DMF的扭轉特性

DMF將傳統飛輪一分為二,使得扭轉減振器兩側的慣量重新分配,初級飛輪相比于傳統飛輪質量較輕,實現了曲軸的減載;次級飛輪與離合器連接為一個整體,增加了變速器輸入端的質量。另外,由于弧形彈簧在飛輪外側布置,彈簧空間增大,相對扭轉角增大,這就允許使用剛度更小的彈簧。

DMF的隔振效果如圖8所示[53],從圖8可以看出,不管是在低轉速還是高轉速下,DFM都表現出了良好的隔振效果。

圖8 DMF的隔振效果

從圖5、圖8可以看出,采用DMF的發動機角加速度幅值明顯更大,這主要是由于DMF中初級飛輪的質量小于傳統飛輪,導致了發動機的不規則性增大；CTD在低轉速下沒有實現顯著的振動隔離,相比之下,DMF幾乎能夠在所有轉速下實現振動隔離,并且隔振效果明顯優于CTD。

DMF現已投入使用超過30 a,無疑是減小動力傳動系統扭轉振動最有力的手段。然而研究人員對此仍不滿足,為進一步擴大DMF性能優點,文獻[56]基于補償原理提出了一種剛度連續變化的DMF新結構,以減輕剛度階躍變化產生的沖擊,經過試驗驗證,這種新型DMF能夠降低發動機的怠速轉速,實現大扭矩下的高反轉矩,避免剛度突變帶來的沖擊;文獻[57]將基于自鎖原理的DMF安全保護裝置設計在周向短彈簧DMF中,能夠實現在飛輪失效時使初級飛輪與次級飛輪自動楔入、自鎖聯為一體,避免發生行車事故;文獻[43-45]將磁流變液應用到DMF中,根據磁流變液在磁場作用下的變流作用,設計了一套阻尼可調的半主動控制式的磁流變液DMF裝置,通過研究其在各個工況下對傳動系扭振的衰減情況,發現磁流變液DMF在各個工況下對傳動系扭振的衰減性能都優于普通DMF。而離心擺式減振器的引入會使DMF隔振潛力變得更大[58-60]。DMF具有最佳的振動隔離效果,但是其技術使其比CTD更加昂貴。

5.3 帶離心擺式吸振器的離合器從動盤

對于離心擺式吸振器(centrifugal pendulum vibration absorber,CPVA)的研究早在數十年前就開始了,最初主要是針對其吸振原理及運動穩定性這2個方面展開研究[61],直到2008年LuK公司創新性地將CPVA與DMF結合在一起,CPVA才正式進入汽車制造商的視野。離心擺式DMF減振器相比于DMF具有更好的減振效果,然而其制造成本也更高。為了兼顧制造成本與減振效果,LuK公司于2017年將CPVA與離合器從動盤相結合,形成帶離心擺式吸振器的離合器從動盤(clutch disc with centrifugal pendulum vibration absorber,CD-CPVA)。

CD-CPVA的結構如圖9所示。

圖9 帶離心擺式吸振器的離合器從動盤

CD-CPVA的結構主要由傳統離合器從動盤和離心擺式吸振器2個部分構成。CPVA通過螺栓連接到從動盤上,并且在從動盤上開有弧形槽,使得離心擺可以在弧形槽內擺動,起到吸振的作用。設計CD-CPVA面臨的主要挑戰在于要在離合器從動盤有限的空間內盡可能多地容納離心擺質量,同時還要使慣量矩的增加達到最小。經過工程師們的不懈努力,通過對CPVA不斷優化,LuK公司最終找到了最佳的解決方案,完成了CD-CPVA[47]。實際測試顯示,CD-CPVA的減振性能介于CTD和DMF之間,在使用CTD無法滿足減振需求時,相比于價格更高的DMF,CD-CPVA是一個很好的低成本替代方案。

5.4 3種減振器的比較

文獻[62]對CTD、DMF、CD-CPVA 3種減振器的性能進行了對比,對比結果如圖10所示[62]。

從圖10可以看出,由于DMF的初級飛輪質量比傳統飛輪輕,導致安裝DMF的發動機曲軸端轉動慣量較低,以至于安裝DMF的發動機不論是在轉速波動還是在角加速度上都要高于安裝傳統飛輪的發動機。

在隔離振動方面,從圖10可以明顯看出DMF效果最好,CTD的隔振效果最差,CD-CPVA介于兩者之間,甚至在高轉速下CD-CPVA的隔振效果要優于DMF。

為了更加全面地對3種減振器進行評價,本文從隔振性能、制造成本、抑制噪音、發動機的不規則性、6擋最低可行速度、變速器輸入軸慣量等6個方面進行了打分,并繪制了3種減振器的性能評價圖,如圖11所示。

圖10 CTD、DMF、CD-CPVA 3種減振器的性能對比

從圖11可以看出,DMF的綜合性能高于其他2種減速器,然而高性能的代價是較高的制造成本;CTD雖然在綜合性能上低于其他2種減振器,然而它的制造成本也是最低的;CD-CPVA綜合性能介于其他兩者之間,制造成本也同樣介于兩者之間,因此CD-CPVA兼顧了制造成本與綜合性能,對各項性能有較高要求而又要考慮制造成本時,CD-CPVA是較好的選擇。

圖11 3種減振器各項性能評價圖

6 結 論

本文介紹了大量的國內外相關文獻,針對汽車動力傳動系統的振動問題,研究了汽車傳動系統振動問題產生的原因、振動的表現形式及國內外對傳動系統減振技術的研究現狀,提出了汽車傳動系統減振技術的一般研究過程;分析了汽車傳動系統模型的建立過程,介紹了建模過程中常用的動力學模型及數學模型,并著重討論了汽車傳動系統建模中常用的集中質量模型和分布質量模型;針對減振器在降低汽車傳動系統扭轉振動方面的作用,對離合器從動盤式扭轉減振器、雙質量飛輪以及帶離心擺式吸振器的離合器從動盤作了重點介紹,并對3種減振器的綜合性能進行了對比分析。