某雙質量飛輪怠速抖動問題的分析與改善

張貴輝，石 磊，李 健，陳 闖，馬俊明，董麗云，吳瑞雪

(吉林大華機械制造有限公司，吉林 長春 130000)

自20世紀80年代LUK公司首次在寶馬車上批量裝配雙質量飛輪以來，雙質量飛輪已在整車上應用了近40年[1-4]。相對于離合器從動盤扭轉減振器，雙質量飛輪通過降低扭轉剛度、增大初次級質量的轉動慣量，極大地衰減了發動機輸出扭矩的波動，為整車NVH特性的提升做出了巨大貢獻[5-8]。

由于雙質量飛輪較傳統飛輪增加了彈簧減振系統和次級質量，零件更多，系統更復雜，雙質量飛輪在運轉過程中初級質量與發動機相連，次級質量與變速箱相連，兩者通過彈簧減振系統進行相對扭轉達到傳遞扭矩的目的，所以雙質量飛輪要保證初次級質量及彈簧系統均要達到動平衡狀態[9]，保證發動機低速運轉工況下維持穩定而不產生抖動，因此，雙質量飛輪的平衡工藝的設計在整車NVH性能的匹配過程中至關重要。

本文針對某四缸發動機搭載DCT變速箱的整車進行了實車的NVH測試，并對存在抖動問題的怠速工況進行了分析優化，明確了此問題的改善方向，能夠為解決該類問題提供一定的參考。

1 雙質量飛輪的結構和工作原理

長弧形彈簧式雙質量飛輪是當今整車上應用最廣泛、性能最優的一種雙質量飛輪結構[10-11]，主要由初級質量、彈簧減振系統和次級質量組成，具體結構如圖1所示。

圖1 雙質量飛輪結構圖

該結構的雙質量飛輪的特點主要為在初、次級質量中間的環形油腔內置有長弧形彈簧減振系統，長弧形彈簧可以在油腔內進行扭轉滑動，通過傳力板傳遞扭矩。同時，環形油腔內充滿阻尼脂，用來減少彈簧與其他零件的摩擦，最大限度地進行減振隔振[12]。

2 怠速工況抖動原因分析

2.1 怠速抖動數據的采集

該乘用車匹配四缸發動機搭載濕式6DCT變速箱，在整車批量下線NVH評價過程中，發現個別車輛存在怠速抖動情況，開啟空調和行駛工況均不存在抖動情況，為了進一步分析產生抖動的原因，對該車進行了振動幅值測試，分別采集到了怠速抖動工況下和非抖動工況下的座椅導軌的振動幅值數據(見圖2和圖3)。

圖2 怠速非抖動工況座椅導軌振動幅值

圖3 怠速抖動工況座椅導軌振動幅值

結合主觀評價，通過對怠速抖動工況的測試可以看出，在整車怠速非抖動工況下的座椅導軌Z軸振動幅值為0.2 mm/s，而整車怠速抖動工況下的座椅導軌Z軸振動幅值達到了0.37 mm/s，已超出了0.3 mm/s的限值要求。

2.2 怠速抖動原因分析

通過對怠速抖動數據的采集可以看出，最大振動幅值處全部為一階振動，怠速一階振動主要是由發變合裝、離合器不平衡量、雙質量飛輪不平衡量、懸置故障導致，現通過逐一排查的方式確定是何種原因導致的此怠速抖動，現分別進行了發變合裝、更換不平衡量合格的離合器、更換合格的雙質量飛輪、更換合格的懸置，并進行了座椅導軌振動的數據測試，相關情況見表1。

表1 各影響因素的排查

通過對所有因素的逐一排查，發現在更換合格的離合器和懸置及重新進行發變合裝后，抖動依然存在，只有更換了不平衡量合格的雙質量飛輪后，抖動消失且振動幅值小于0.3 mm/s，才符合限值要求。同時為了進一步確認，將故障件在其他無怠速抖動的整車上進行了復裝，抖動故障再現。最后通過對故障件的不平衡量進行復測，不平衡量達到了1 928 g·mm，最終鎖定是由于雙質量飛輪的不平衡量超差導致的怠速抖動，這是產生怠速抖動的根本原因。

3 不平衡量對整車怠速抖動的影響

為了進一步深入研究雙質量飛輪不平衡量對整車怠速抖動的影響，現試制了不同的不平衡量的雙質量飛輪進行整車怠速抖動振幅測試，雙質量飛輪不平衡量實測值見表2。

表2 不同雙質量飛輪不平衡量值

將表2中不同不平衡量的試驗樣件分別裝車進行座椅導軌的振動幅值測試，測試結果見表3。

表3 不同不平衡量的振動幅值

通過對不同的不平衡量的雙質量飛輪進行實車測試，從測試結果上可以看出，隨著不平衡量的增大，整車座椅導軌的振幅也隨之增大，但通過主觀評價不平衡量在994 g·mm以內的樣件裝車后的怠速抖動均可滿足整車NVH要求，無異常抖動，而不平衡量為1 563 g·mm的試驗樣件無論從客觀數據上還是主觀評價上均不符合要求。下面驗證不同的雙質量飛輪的安裝角度對怠速抖動的影響，所謂的雙質量飛輪不同的安裝角度就是相對于曲軸的安裝角度，由于發動機動力傳動系統的整體平衡量也會影響整車怠速抖動，所以通過這種方式可以實現雙質量飛輪的不平衡量與發動機曲軸和離合器等其他旋轉部件不平衡量的抵消或疊加，進一步驗證雙質量飛輪不平衡量對系統的影響，現對動平衡量為1 563 g·mm的樣件進行了不同角度安裝的座椅導軌振動測試，測試結果見表4。

表4 不同安裝角度的振動幅值

通過對不平衡量為1 563 g·mm的雙質量飛輪進行整車怠速座椅導軌的振動測試，可以看出雙質量飛輪處在90°和180°時振動幅值符合要求，而在0°和270°時振動幅值超出了限值，進一步說明了不同的雙質量飛輪安裝角度影響整車怠速抖動時，是由于與系統的其他旋轉零件的不平衡量產生了抵消或疊加。

4 不平衡量超差的原因分析與改進

本文研究的怠速抖動雙質量飛輪產品是經過自動生產線經過100%平衡后下線的，經過追溯查詢產品下線時的不平衡量為220.3 g·mm，是符合產品要求的(要求300 g·mm以內)。而從故障車輛上拆卸后對故障件進行復測，發現不平衡量為1 823 g·mm，已遠遠超出限值要求，且與生產線追溯數值相差較大。由于生產線在動平衡后還有扭轉特性檢測工序，為了進一步分析后續工序對不平衡量的影響，現對下線裝箱前的雙質量飛輪產品進行產品復測，發現動平衡量均發生了不同程度的變化，結果見表5。

表5 扭轉特性檢測前后不平衡量對比

4.1 動平衡超差的原因分析

通過對扭轉特性前后的不平衡量復測對比可以看出，扭轉特性檢測對不平衡量有較大影響。扭轉特性檢測主要是通過扭轉特性檢測機對雙質量飛輪正負2個極限角度進行扭轉，通過這個過程檢測出雙質量飛輪的扭轉剛度、基礎阻尼力矩、極限轉角等關鍵性能參數。基于質量飛輪的結構弧形彈簧是隨機自由放置在環形油腔內的，圖4所示是弧形彈簧的2個極限狀態，圖4a是弧形靠一側的狀態，也就是非對稱狀態，在這種狀態下進行的平衡是假平衡狀態，因為在經過扭轉特性檢測后，弧形彈簧的分布后變成圖4b所示的狀態，弧形彈簧由非對稱狀態變成了對稱狀態，最終導致了原平衡合格的產品，變成了不合格的產品，這種狀態裝到整車上必然會導致整車抖動。

為了進一步驗證弧形彈簧處于不同位置對雙質量飛輪平衡的影響，現對兩側弧形彈簧靠一側的狀態建立了簡化模型，并進行了理論計算，簡化模型如圖5所示，針對本簡化模型的不平衡量計算式如下：

B=2cos(α/2)md

(1)

式中，B表示雙質量飛輪由于彈簧靠一側所產生的不平衡量；α表示弧形彈簧靠一側時形成的夾角；m表示弧形彈簧造成的偏重；d表示偏重半徑。

圖5 弧形彈簧靠一側的簡化計算模型

將雙質量飛輪的實際參數帶入式1中進行計算，結果見式2，由雙質量飛輪弧形彈簧靠緊一側導致的不平衡量為1 801.54 g·mm。

B=2cos(8°/2)×8×114=1 801.54 (g·mm)

(2)

為了進一步驗證理論計算的正確性，現對加工好的雙質量飛輪總成的兩弧形彈簧處增加2個撥動孔(紅色圓圈內)，用來將彈簧撥動到對稱位置或靠一側位置(見圖6)。

a) 未增加撥動孔

b) 增加撥動孔

對比測量弧形彈簧處于對稱狀態和弧形彈簧靠一側時的雙質量飛輪的不平衡量，結果見表6，可以看出，不平衡量由78 g·mm變化到了1 764 g·mm，與計算所得的1 801.54 g·mm接近，差異主要是潤滑脂的位置引起的變化，可以忽略，產生問題的原因得到了進一步驗證。

表6 弧形彈簧對稱位置和靠一側位置的動平衡量對比

4.2 不平衡量超差工藝改進

通過4.1的不平衡量超差的原因分析，找到了扭轉特性檢測前后不平衡量超差的原因，現通過工藝優化在動平衡工序前增加彈簧找正工序，找正工序的目的是將隨機裝配的彈簧調整到對稱狀態，避免由于動平衡加工后的扭振特性檢測后彈簧的對稱狀態發生變化，導致平衡失準，優化前后工藝對比如圖7和圖8所示。

圖7 優化前的工藝流程

圖8 優化后的工藝流程

對更改后的工藝流程進行有效性驗證，詳見表7，通過工藝優化，可以看出動平衡后的樣件經過扭轉特性檢測后，不平衡量的值變差較小，微小變差的原因是由于潤滑脂和次級飛輪的位置的變化導致，符合產品特性要求，整改有效。

表7 優化后扭轉特性檢測前后動平衡量對比

5 結語

本文針對某搭載四缸發動機匹配濕式DCT變速箱的整車進行了怠速工況下的NVH測試，獲得了怠速抖動時的座椅導軌振動數據，分析了雙質量飛輪的整車動平衡的影響，并通過工藝分析找出了造成雙質量飛輪不平衡的原因，確定了最終的改進方案，并通過實車進行了驗證。具體結論如下。

1)通過對整車怠速抖動工況下的座椅導軌的振動測試，發現抖動主要是由一階振動導致。

2)通過對怠速一階振動的分析，確定影響怠速一階振動可能的原因有發變合裝、懸置剛度、離合器不平衡量和雙質量飛輪的不平衡量，最終通過ABA復現，確定是由于雙質量飛輪不平衡量過大導致。

3)通過對不同不平衡量和安裝角度的不同進行的整車怠速抖動測試，發現整車抖動與雙質量飛輪安裝角度有關。

4)通過整車試驗驗證，可以看出不平衡量越大整車抖動越大。

5)通過對雙質量飛輪裝配工藝的優化，在動平衡工序前增加找正工序，保證了彈簧的對稱性，對改進后的雙質量飛輪進行了有效性驗證，驗證了改進方案的有效性。

通過本文的研究，明確了該怠速抖動問題的改善方向，能夠為解決該類問題提供一定的參考。