何佩蕓，蘇楚奇，王　東，武俊杰

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；湖北 武漢 430070；3.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院，天津 300300)

前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)的扭振問題一直較為突出，是引起車內(nèi)振動、噪聲的主要激勵(lì)源之一[1]。目前汽車上主要使用安裝在離合器從動盤中的螺旋彈簧式扭轉(zhuǎn)減振器衰減傳動系統(tǒng)的扭振。受離合器空間結(jié)構(gòu)的限制，其減振彈簧安裝半徑較小，彈簧轉(zhuǎn)角范圍有限，導(dǎo)致減振效果有限[2]。

離心擺式減振器(centrifugal pendulum vibration absorber, CPVA)在航空領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。由于擺的安裝空間局限性及汽車發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況的復(fù)雜性，限制了離心擺式減振器在汽車領(lǐng)域的應(yīng)用[3]。目前LuK公司已開發(fā)專利產(chǎn)品，成功將其運(yùn)用至雙質(zhì)量飛輪及離合器從動盤中[4-5]，近年來有不少學(xué)者研究了CPVA在雙質(zhì)量飛輪上的應(yīng)用[6-7]，但學(xué)者們對CPVA在從動盤上運(yùn)用的研究較少。筆者系統(tǒng)地介紹CPVA的結(jié)構(gòu)、基本原理及固有頻率的推導(dǎo)，基于某前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)存在的扭振問題，應(yīng)用AMESim軟件建立了動力傳動系統(tǒng)扭振模型及CPVA仿真模型，并利用扭振試驗(yàn)驗(yàn)證模型的正確性，進(jìn)而利用計(jì)算機(jī)仿真分析CPVA在汽車傳動系扭振控制中的應(yīng)用效果。

1　離心擺式減振器的理論分析

1.1　離心擺式減振器結(jié)構(gòu)

CPVA由圓柱形的滾柱、帶有弧形滑道的離心擺及法蘭組成，其連接形式如圖1所示，目前汽車上CPVA主要內(nèi)置于雙質(zhì)量飛輪或離合器從動盤中，其中離心擺式從動盤減振器結(jié)構(gòu)如圖2所示，二者都是連接發(fā)動機(jī)與變速箱的傳動系部件，其所處的空間非常有限。限制CPVA在汽車上應(yīng)用的難題在于，如何在有限的空間內(nèi)盡可能多地布置離心擺質(zhì)量塊，同時(shí)合理安排滾柱的滑道，使得離心擺可以獲得最大的擺塊擺角，從而更加充分地利用有限的離心擺質(zhì)量，最大程度提升減振效果，提升用戶的乘坐舒適性。

圖1　離心擺的連接形式

圖2　離心擺式從動盤減振器結(jié)構(gòu)圖

1.2　CPVA的減振機(jī)理

當(dāng)與離心擺法蘭鉚接離合器從動盤出現(xiàn)轉(zhuǎn)速波動時(shí)，在波動的沖擊力下，離心擺塊與法蘭之間將呈現(xiàn)一定的角度差，此時(shí)滾柱會在離心擺塊的拖動下在滑道內(nèi)做往復(fù)摩擦運(yùn)動，直至離心擺與法蘭轉(zhuǎn)速相同，消除轉(zhuǎn)速差，系統(tǒng)恢復(fù)穩(wěn)定狀態(tài)，從而實(shí)現(xiàn)減振作用。CPVA由于其離心力的作用，離心擺的振動頻率可隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化而變化，因此其可用于發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)主階振動的減振。

針對離心擺運(yùn)動的圓形路徑，分析CPVA的基本性能。離心擺運(yùn)動簡圖如圖3所示，其中G0為轉(zhuǎn)子的質(zhì)心，GCPVA為離心擺的質(zhì)心，R為轉(zhuǎn)子的質(zhì)心到附著點(diǎn)A的距離，r為離心擺的質(zhì)心到附著點(diǎn)A的距離，離心擺的擺錘質(zhì)量為m，擺錘通過附著點(diǎn)A連接在轉(zhuǎn)子上，并標(biāo)明了附接點(diǎn)A和擺錘質(zhì)量加速度的分量。

圖3　離心擺運(yùn)動簡圖

擺錘的加速度是點(diǎn)A處的加速度和擺錘相對于點(diǎn)A加速度的矢量和。由事實(shí)可知，點(diǎn)A的瞬時(shí)速度為0，故可推導(dǎo)出如下表達(dá)式：

(1)

其中：θ為轉(zhuǎn)子所轉(zhuǎn)過的角度；φ為離心擺相對于擺在轉(zhuǎn)子上的連接點(diǎn)所轉(zhuǎn)過的角度。假設(shè)擺錘擺動角度十分微小，此時(shí)cos(φ)≈1,sin(φ)≈φ，而轉(zhuǎn)子以一個(gè)穩(wěn)定的轉(zhuǎn)速Ω轉(zhuǎn)動，而穩(wěn)定的轉(zhuǎn)動中帶有一個(gè)微小的以幅值為μ0，頻率為ω的正弦規(guī)律變化的波動，于是擺錘有如下的方程：

(2)

在該假設(shè)下，現(xiàn)分析CPVA的動力學(xué)特性，擺的固有頻率可推導(dǎo)為如下形式：

(3)

這是CPVA最重要的特性，擺的固有頻率與轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速成比例地變化，該特性對于CPVA在汽車上的應(yīng)用非常有用。施加扭矩的頻率與發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速成比例，故CPVA可以看作為是由彈簧懸掛的擺錘，以轉(zhuǎn)速改變其剛度，從而實(shí)現(xiàn)在不同轉(zhuǎn)速下的持續(xù)減振效果。

2　扭振仿真模型的建立及驗(yàn)證

2.1　扭振仿真模型的建立

本文的研究對象為某自主品牌前置后驅(qū)汽車，搭載1.6 L直列4缸汽油機(jī)、5速手動變速器。該車傳動系統(tǒng)原始配置為單質(zhì)量飛輪及傳統(tǒng)的離合器從動盤螺旋彈簧式扭轉(zhuǎn)減振器。

以4檔(直接檔)為研究檔位，根據(jù)傳動系統(tǒng)扭振建模原則[8]，將動力傳動系統(tǒng)簡化為18自由度當(dāng)量系統(tǒng)模型，動力學(xué)參數(shù)見表1。使用AMESim軟件分別建立自由振動模型和強(qiáng)迫振動模型[9]，如圖4所示。

圖4　傳動系統(tǒng)當(dāng)量模型

2.2　扭振仿真結(jié)果分析

通過對上述模型的自由振動仿真分析，得到系統(tǒng)的1～5階固有頻率分別為1.13 Hz、4.84 Hz、16.13 Hz、19.09 Hz、57.25 Hz。

通過對上述模型的強(qiáng)迫振動仿真分析，4缸4沖程發(fā)動機(jī)對于扭振的主激勵(lì)為2階，故本文只考慮2階激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動響應(yīng)。扭轉(zhuǎn)振動不同于一般的彎曲振動可用振動位移描述，直接測量旋轉(zhuǎn)體的軸線振動很困難，這里以旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)速波動來描述該旋轉(zhuǎn)體的扭振幅值。圖5為4檔時(shí)變速器輸入軸和主減速器輸入軸的扭振幅值隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化的曲線，由圖5可知，兩測點(diǎn)在1 500～2 000 r/min范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速波動幅值存在峰值，階次頻率計(jì)算公式如下：

表1　傳動系統(tǒng)動力學(xué)參數(shù)

(4)

式中：n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；v為發(fā)動機(jī)主階次，可求得峰值對應(yīng)的頻率約為50～66.7 Hz。結(jié)合自由振動的分析結(jié)果可知，該共振是由發(fā)動機(jī)2階激勵(lì)引起的動力傳動系統(tǒng)第5階模態(tài)的共振，對應(yīng)頻率為57.25 Hz。

圖5　4檔強(qiáng)迫振動響應(yīng)分析曲線圖

2.3　扭振試驗(yàn)及模型的驗(yàn)證

為了驗(yàn)證扭振仿真模型的正確性，在整車半消聲實(shí)驗(yàn)室的底盤測功機(jī)臺上進(jìn)行了動力傳動系統(tǒng)扭振試驗(yàn)。測點(diǎn)選定為變速器輸入軸及主減速器輸入軸，兩個(gè)測點(diǎn)傳感器的安裝位置如圖6所示，扭振試驗(yàn)系統(tǒng)的構(gòu)成如圖7所示。

圖6　扭振試驗(yàn)測點(diǎn)

圖7　扭振試驗(yàn)系統(tǒng)

試驗(yàn)采用全油門(WOT)加速工況，按照實(shí)際情況，對3～5檔分別進(jìn)行1 000～5 000 r/min、1 000～4 000 r/min、1 000-3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍的試驗(yàn)，根據(jù)測取轉(zhuǎn)速的峰值變化來推算扭振模態(tài)頻率，并對每個(gè)檔位的工況進(jìn)行3次試驗(yàn)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理取3次試驗(yàn)的平均值。試驗(yàn)結(jié)果表明，各檔位2階轉(zhuǎn)速波動峰值出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速分別為3檔1 960 r/min、4檔1 630 r/min、5檔1 575 r/min，據(jù)此推測出扭振模態(tài)頻率分別為65.33 Hz、54.33 Hz、52.50 Hz。自由振動計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)所得傳動系統(tǒng)模態(tài)頻率對比見表2。仿真計(jì)算可以得到多階模態(tài)信息，但試驗(yàn)僅能依據(jù)共振峰值推測模態(tài)頻率，因此只能將頻率相近的結(jié)果進(jìn)行對比分析。提取4檔(直接檔)工況測點(diǎn)的2階轉(zhuǎn)速波動幅值，與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，結(jié)果如圖8所示。

表2　單質(zhì)量飛輪系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率對比

圖8　仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比

從表2和圖8分析可知，傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)頻率的計(jì)算與試驗(yàn)值誤差小于5%，強(qiáng)迫振動響應(yīng)的計(jì)算值與試驗(yàn)值在低轉(zhuǎn)速段有差別，初步推測是滾振引起的共振峰值所致；中高轉(zhuǎn)速段變化趨勢基本一致，扭轉(zhuǎn)振動重點(diǎn)關(guān)注的共振峰重合度較好，由此說明模型參數(shù)模擬扭轉(zhuǎn)振動是準(zhǔn)確的，所建的扭振模型是可行的，可以用于CPVA的仿真分析。

3　離心擺式減振器的減振仿真分析

利用AMESim搭建離心擺式從動盤減振器的整車動力傳動系統(tǒng)4檔的仿真模型，以分析CPVA在汽車上的減振效果。

3.1　離心擺式從動盤減振器仿真模型的建立

圖9　帶CPVA的離合器從動盤仿真模型

圖10　CPVA計(jì)算初始位置簡圖

3.2　離心擺式從動盤減振器仿真結(jié)果分析

根據(jù)仿真模型的搭建，取變速器輸入軸(即離合器輸出軸)轉(zhuǎn)速波動幅值為分析目標(biāo)，所研究車型的普通離合器從動盤系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速波動幅值與離心擺式從動盤減振器的轉(zhuǎn)速波動幅值對比曲線如圖11所示。

圖11　離心擺式從動盤減振器效果驗(yàn)證對比圖

從圖11中可看出，離心擺式從動盤減振器明顯降低了在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速波動峰值，減振效果良好。

4　結(jié)論

本文應(yīng)用AMESim軟件建立了前置后驅(qū)汽車普通離合器從動盤的扭振仿真分析模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，證明所建立的仿真模型是可行的。利用AMESim搭建了離心擺式從動盤減振器的整車動力傳動系統(tǒng)4檔的仿真模型，仿真分析研究表明，離心擺式從動盤減振器能有效降低車輛加速過程中的最高轉(zhuǎn)速波動幅值，說明離心擺式從動盤減振器在汽車傳動系的扭振控制中具有良好的應(yīng)用前景。

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