陳龍，史文庫(kù)，陳志勇

(吉林大學(xué)汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，吉林長(zhǎng)春，130022)

汽車傳動(dòng)系是一個(gè)非常復(fù)雜的多自由度非線性系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的不平穩(wěn)使傳動(dòng)系產(chǎn)生一系列的振動(dòng)噪聲問題，影響車輛NVH 性能。此外，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)還會(huì)使系統(tǒng)部件承受較大的扭轉(zhuǎn)載荷，在花鍵、齒輪等傳動(dòng)間隙處出現(xiàn)敲擊現(xiàn)象，從而降低傳動(dòng)系零部件性能、減少使用壽命，增加車輛的燃油消耗[1-2]。因此針對(duì)車輛傳動(dòng)系精確建模、性能仿真及減振方法研究尤為重要。目前針對(duì)傳動(dòng)系仿真建模研究較多，宋立權(quán)等[3]采用單元分析法建立車輛傳動(dòng)系，并對(duì)雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器減振性能進(jìn)行仿真分析，模型沒有考慮扭轉(zhuǎn)減振器和變速器齒輪非線性問題，且沒有進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證；吳虎威等[4-5]分別針對(duì)裝有離合器扭轉(zhuǎn)減振器的變速箱敲齒問題進(jìn)行建模仿真，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果一致性較好，但是在變速箱嚙合齒輪對(duì)嚙合剛度建模時(shí)，沒有考慮斜齒圓柱齒輪的時(shí)變嚙合剛度問題；劉雪萊等[6-7]針對(duì)裝有離合器減振器的傳動(dòng)系怠速工況敲齒問題進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，并對(duì)減振器進(jìn)行優(yōu)化，在對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩建模時(shí)采用正弦函數(shù)擬合的方法，未考慮發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩等因素對(duì)輸出力矩的影響；YOON 等[8-9]建立WOT工況下整車傳動(dòng)系模型，分析離合器扭轉(zhuǎn)減振器和雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)變速器敲齒的影響；IDEHARA 等[10]建立了三自由度傳動(dòng)系模型，分析了離合器參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振影響，但是上述研究對(duì)傳動(dòng)系中發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱嚙合齒輪對(duì)建模考慮較為簡(jiǎn)單，精度較低。在此，本文作者綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)、扭轉(zhuǎn)減振器以及變速箱存在的非線性因素，建立更精確的怠速工況傳動(dòng)系模型；并對(duì)模型進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證；同時(shí)對(duì)離合器扭轉(zhuǎn)減振器、雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器以及一種新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行非線性建模；基于本文所建的怠速工況傳動(dòng)系模型，分別對(duì)3種扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行對(duì)比分析。

1 怠速工況傳動(dòng)系模型

怠速工況傳動(dòng)系扭振模型如圖1 所示，圖中，J1為雙質(zhì)量飛輪第一質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J2為雙質(zhì)量飛輪第二質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J3為離合器、變速器輸入軸及主動(dòng)齒輪總的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J4為從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；θ1，θ2，θ3和θ4分別為雙質(zhì)量飛輪第一質(zhì)量、第二質(zhì)量、變速器主動(dòng)齒輪和變速器從動(dòng)齒輪角位移；Tengine為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩；Tdamper為扭轉(zhuǎn)減振器傳遞的扭矩；ks和cs分別為變速器輸入軸扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼；Fgear為變速器齒輪嚙合力；Ra和Rp分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑；Tdrag為變速器齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)過程受到的阻力矩。

根據(jù)牛頓第二定律，圖1所建立的四自由度動(dòng)力學(xué)模型數(shù)學(xué)方程為

采用單元模塊化思想，分析傳動(dòng)系模型及動(dòng)力學(xué)方程可知四自由度傳動(dòng)系模型可分為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩模型、非線性扭轉(zhuǎn)減振器模型以及變速箱嚙合齒輪對(duì)模型。

1.1 準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型

傳動(dòng)系扭振問題主要由發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)引起，因此，在對(duì)扭振問題進(jìn)行建模分析時(shí)必須考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩波動(dòng)。準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型[10-11]是以發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓曲線作為輸入計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)態(tài)輸出，能夠有效反映發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的動(dòng)態(tài)特性，滿足分析扭振問題的要求。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)單缸曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系得到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出慣性力矩和燃燒產(chǎn)生的氣體力矩，通過多缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸曲柄相位角得到多缸發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩，同時(shí)考慮摩擦對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的影響。

圖1 怠速工況傳動(dòng)系扭振模型示意圖Fig.1 Schematic diagram of torsional vibration model of idle speed transmission system

1.1.1 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩模型

發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)是由活塞、連桿和曲軸等部件組成的復(fù)雜系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖2所示，圖中：α為曲軸轉(zhuǎn)角；β為連桿擺動(dòng)角度；r為曲柄半徑；L為連桿長(zhǎng)度；mp為活塞、活塞環(huán)、活塞銷及連桿部分長(zhǎng)度的等效質(zhì)量；Fg為缸內(nèi)壓強(qiáng)在活塞端面產(chǎn)生的正壓力。

由圖2中的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系可得曲軸轉(zhuǎn)角與活塞位移的關(guān)系為

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)關(guān)系圖Fig.2 Engine crank linkage mechanism motion diagram

式中：λ=r/L。

根據(jù)文獻(xiàn)[3]，式(2)中根號(hào)部分可按級(jí)數(shù)近似展開，取前2項(xiàng)為

設(shè)曲軸角速度為ω，則：

根據(jù)式(3)和式(4)可得往復(fù)慣性力為

式中：Fpi為第i個(gè)氣缸產(chǎn)生的往復(fù)慣性力。

發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)燃燒壓力產(chǎn)生的氣體力為

式中：Fgi為第i個(gè)氣缸產(chǎn)生的氣體作用力；D為活塞直徑；Pgas為發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓。

發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力和氣體作用力在曲軸產(chǎn)生的扭矩計(jì)算公式為：

式中，TPi為第i個(gè)氣缸產(chǎn)生的慣性力矩；Tgi為第i個(gè)氣缸產(chǎn)生的氣體力矩。

怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓曲線實(shí)測(cè)值如圖3 所示。根據(jù)實(shí)測(cè)所得缸壓曲線以及式(7)和式(8)計(jì)算得到怠速工況下單缸產(chǎn)生的慣性力矩和氣體力矩如圖4所示。

1.1.2 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦模型

發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦模型本文采用RH模型[4,13]，該模型將摩擦力矩分為多個(gè)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的摩擦力矩。

活塞環(huán)黏性摩擦力矩為

式中：

圖3 怠速工況缸壓曲線Fig.3 Idle pressure cylinder pressure curve

圖4 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)力矩Fig.4 Torque curve of single-cylinder engine

活塞環(huán)混合摩擦力矩為

活塞裙部摩擦力矩為

氣門組摩擦力矩為

附件摩擦力矩為

主軸承摩擦力矩為

綜上可得發(fā)動(dòng)機(jī)單缸總摩擦力矩為

式中：μ為潤(rùn)滑油動(dòng)力黏度；Pr為活塞環(huán)與缸壁壓力；ω0為油環(huán)厚度；d為氣缸內(nèi)壁直徑；n0為油環(huán)個(gè)數(shù)；nc為氣環(huán)個(gè)數(shù)；ωc為氣環(huán)厚度；h0為潤(rùn)滑油膜厚度；Ls為活塞裙部長(zhǎng)度；nv為單氣缸氣門個(gè)數(shù)；Fs為氣門彈簧力；rjb為軸承平均半徑；ci(i=1,2,…,6)為發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩系數(shù)。

1.1.3 四缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)模型

式(7)～(16)可得發(fā)動(dòng)機(jī)各缸輸出扭矩，根據(jù)四缸發(fā)動(dòng)機(jī)相位角關(guān)系，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩為

發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)模型參數(shù)Table 1 Parameters of engine model

由表1可得發(fā)動(dòng)機(jī)輸出特性，考慮摩擦力矩與不考慮摩擦力矩的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩對(duì)比曲線如圖5所示。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩對(duì)比Fig.5 Comparison of engine output torque

由圖5 可知：摩擦力矩對(duì)輸出扭矩有一定影響，受摩擦力矩的影響，怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩比理想扭矩小。當(dāng)高轉(zhuǎn)速時(shí)，摩擦扭矩的影響更大，因此，考慮摩擦力矩更能反映發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)態(tài)輸出。

1.2 傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)減振器模型

車輛傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)減振器目前主要有：離合器扭轉(zhuǎn)減振器和雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器，同時(shí)本文還對(duì)新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪(將離心擺和雙質(zhì)量飛輪集成)進(jìn)行建模，然后對(duì)上述多種扭轉(zhuǎn)減振器特性進(jìn)行仿真分析。

1.2.1 離合器扭轉(zhuǎn)減振器

本文研究的離合器扭轉(zhuǎn)減振器為兩級(jí)剛度，其扭轉(zhuǎn)特性曲線為非線性，扭矩與扭轉(zhuǎn)角度關(guān)系式[5]為

式中：kc1和kc2分別為離合器扭轉(zhuǎn)減振器第一、二級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度；θc1和θc2分別為一級(jí)和二級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度轉(zhuǎn)角極限值；H1和H2分別為一級(jí)、二級(jí)干摩擦阻尼；為平滑擬合函數(shù)，δ為擬合系數(shù)，本文取100。最終得到離合器扭轉(zhuǎn)減振器扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖6所示。

1.2.2 雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器

圖6 離合器扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線Fig.6 Characteristic curve of clutch torsional damper

雙質(zhì)量飛輪是一種新型扭轉(zhuǎn)減振器，本文采用兩級(jí)剛度雙質(zhì)量飛輪，其扭轉(zhuǎn)特性模型為：

式中，θD0和θD2分別為雙質(zhì)量飛輪空行程轉(zhuǎn)角和一級(jí)剛度極限轉(zhuǎn)角；M0為雙質(zhì)量飛輪干摩擦阻尼。

雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖7 所示。由圖7可知：雙質(zhì)量飛輪相對(duì)扭轉(zhuǎn)角度比離合器扭轉(zhuǎn)減振器大，扭轉(zhuǎn)剛度比離合器的小，因此，其減振性能要比離合器的更好，且所建模型與試驗(yàn)曲線基本一致，表明本文所建模型滿足仿真需求。

圖7 雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線Fig.7 Characteristic curves of DMF torsional damper

1.2.3 離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器

離心擺式減振器是一種被動(dòng)式動(dòng)力調(diào)諧吸振器，最早應(yīng)用于航空領(lǐng)域。為了進(jìn)一步提升其減振性能，將離心擺與雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)合形成復(fù)合型的離心擺式雙質(zhì)量飛輪，其結(jié)構(gòu)原理如圖8所示。

由圖8可得其動(dòng)力學(xué)方程為

圖8 離心擺式雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)圖Fig.8 Centrifugal pendulum DMF structure

式中：mcp為離心擺總質(zhì)量；φ為離心擺角位移；k為雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)剛度；rcp為安裝有離心擺的第二質(zhì)量回轉(zhuǎn)中心到離心擺擺動(dòng)中心距離；l為離心擺擺動(dòng)半徑。

通過合理設(shè)計(jì)離心擺式減振器的半徑比能有選擇地吸收發(fā)動(dòng)機(jī)主要階次的振動(dòng)，大幅度衰減發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)[14]。以四缸發(fā)動(dòng)機(jī)為例，其主要階次為發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)，故本文離心擺式雙質(zhì)量飛輪調(diào)諧階次設(shè)計(jì)值為

式中：n為離心擺調(diào)諧階次。

1.3 考慮時(shí)變嚙合剛度及齒間間隙的齒輪對(duì)建模

變速器嚙合齒輪對(duì)的動(dòng)力學(xué)簡(jiǎn)化模型如圖9所示。

圖9 單對(duì)嚙合齒輪動(dòng)力學(xué)模型Fig.9 Single pair meshing gear dynamics model

由圖9可知：由于齒輪嚙合間隙b的存在，齒輪對(duì)可能出現(xiàn)不接觸，根據(jù)齒輪對(duì)間的相對(duì)位移，齒輪對(duì)間嚙合力Fgear可表示為[6,15,16]

式中：δg和分別為相對(duì)角位移和相對(duì)角速度，為齒輪嚙合剛度；b為單側(cè)齒輪嚙合間隙。

當(dāng)|δg|≥b時(shí)，齒輪處于嚙合狀態(tài)；反之，當(dāng)|δg|

式中：Requ為齒輪等效半徑；a為齒頂高。

非承載自由旋轉(zhuǎn)齒輪還會(huì)受到潤(rùn)滑油產(chǎn)生的攪油阻力矩，其計(jì)算公式[17-18]為：

式中：ρ和η0分別為潤(rùn)滑油密度和動(dòng)力黏度；b0，h，ω和Sm分別為浸油齒輪寬度、浸油高度、齒輪轉(zhuǎn)速和浸油表面積；Cm為攪油阻力矩系數(shù)；V為油體積；Fr為弗勞德數(shù)；Re為雷諾系數(shù)；g為重力加速度。

變速箱齒輪是斜齒圓柱齒輪，由于螺旋角的存在和重合度非整數(shù)，導(dǎo)致嚙合過程中齒對(duì)數(shù)隨著齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)發(fā)生變化，因此齒輪的嚙合剛度是時(shí)變的[19]。本文嚙合剛度根據(jù)斜齒輪齒輪接觸線的變化規(guī)律計(jì)算得到：

式中：k0為單位接觸線長(zhǎng)度嚙合剛度；L(τ)為齒輪副瞬時(shí)總接觸線長(zhǎng)度。

單對(duì)齒輪接觸線長(zhǎng)度L0(τ)為

式中：pbt為端面分度圓齒距；B為齒寬；βb為基圓螺旋角；εγ=εα+εβ，為總重合度，εα和εβ分別為端面和軸面重合度；L2=Btanβb。

根據(jù)單對(duì)齒輪接觸線長(zhǎng)度可得整個(gè)嚙合過程為：

根據(jù)公式計(jì)算得到時(shí)變剛度如圖10所示。

圖10 齒輪對(duì)時(shí)變嚙合剛度Fig.10 Gear pair time-varying meshing stiffness

2 模型驗(yàn)證試驗(yàn)

為了驗(yàn)證本文建立的怠速工況仿真模型的準(zhǔn)確性，進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證，由于試驗(yàn)條件限制，僅對(duì)裝有雙質(zhì)量飛輪的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行驗(yàn)證。分別采集怠速工況下雙質(zhì)量飛輪第一質(zhì)量和第二質(zhì)量的轉(zhuǎn)速信號(hào)，仿真與試驗(yàn)所得的雙質(zhì)量飛輪轉(zhuǎn)速波動(dòng)如圖11所示。

由圖11 可知：仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果一致，說明本文模型的正確性。同時(shí)分別對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)有無摩擦模型仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比可知，無摩擦模型發(fā)動(dòng)機(jī)仿真結(jié)果振動(dòng)幅值稍大，但是發(fā)動(dòng)機(jī)有無摩擦模型二者差異較小，這是由于怠速工況下轉(zhuǎn)速較低，摩擦阻尼力影響較小，有摩擦模型的仿真結(jié)果更好，因此，本文仿真分析都采用含有摩擦模型的發(fā)動(dòng)機(jī)模型。

圖11 雙質(zhì)量飛輪轉(zhuǎn)速Fig.11 Rotational speed of double mass flywheel

發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速在750 r/min 上下波動(dòng)，第一質(zhì)量轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值為20 r/min左右，第二質(zhì)量轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值為10 r/min左右；試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果時(shí)域轉(zhuǎn)速曲線較為一致，只在波動(dòng)峰值存在一定差異，但總體來看模型較為準(zhǔn)確。發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速經(jīng)過雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器后，其轉(zhuǎn)速波動(dòng)得到大幅度衰減，分別計(jì)算得到仿真與試驗(yàn)第一質(zhì)量轉(zhuǎn)速波動(dòng)均方根分別為11.0 r/min 和9.6 r/min；第二質(zhì)量轉(zhuǎn)速波動(dòng)均方根分別為5.4 r/min 和4.3 r/min，仿真與試驗(yàn)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)衰減幅度分別為50.9%和55.2%，進(jìn)一步說明仿真模型較為準(zhǔn)確。

對(duì)有摩擦模型的仿真結(jié)果和試驗(yàn)轉(zhuǎn)速信號(hào)進(jìn)行頻譜分析，結(jié)果如圖12所示。由圖12可知：轉(zhuǎn)速信號(hào)2，4，6階轉(zhuǎn)速波動(dòng)非常明顯，仿真信號(hào)與試驗(yàn)信號(hào)基本一致，計(jì)算得到平均轉(zhuǎn)速與各階次幅值如表2所示。由表2可知：仿真信號(hào)與試驗(yàn)信號(hào)計(jì)算結(jié)果誤差較小，滿足本文后續(xù)仿真需求。

圖12 轉(zhuǎn)速信號(hào)頻譜分析Fig.12 Analysis of speed signal spectrum

表2 轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Table 2 Comparison of simulation results and test results of rotational speed r/min

3 減振器性能對(duì)比分析

利用模型分別對(duì)離合器減振器、雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器和新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器的減振性能進(jìn)行對(duì)比分析。

3.1 離合器扭轉(zhuǎn)減振器

離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)如表3所示。

安裝離合器扭轉(zhuǎn)減振器怠速工況下仿真結(jié)果如圖13所示。

表3 離合器參數(shù)Table 3 Clutch parameter

圖13 離合器扭轉(zhuǎn)減振器響應(yīng)曲線Fig.13 Response curves of clutch torsional vibration damper

3.2 雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器

仿真所使用的雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)如表4所示。安裝雙質(zhì)量飛輪傳動(dòng)系怠速工況仿真結(jié)果如圖14所示。

3.3 離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器

離心擺式雙質(zhì)量飛輪是在雙質(zhì)量飛輪基礎(chǔ)上安裝離心擺的復(fù)合型扭轉(zhuǎn)減振器，在仿真過程中，雙質(zhì)量飛輪參數(shù)不變，離心擺的參數(shù)如表5 所示，仿真結(jié)果如圖15所示。

表4 雙質(zhì)量飛輪參數(shù)Table 4 parameter of DMF

圖14 雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器響應(yīng)曲線Fig.14 DMF torsional vibration damper response curves

對(duì)比不同扭轉(zhuǎn)減振器的減振性能可知，離合器減振性能較差，雙質(zhì)量飛輪次之，新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪減振性能最好。分別計(jì)算安裝各型減振器輸入輸出轉(zhuǎn)速、角加速度波動(dòng)均方根，結(jié)果如表6所示。

表5 離心擺參數(shù)Table 5 Parameters of centrifugal pendulum

圖15 離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器響應(yīng)曲線Fig.15 Centrifugal pendulum DMF torsional vibration damper response curves

由表6可知：雙質(zhì)量飛輪和離心擺式雙質(zhì)量飛輪輸入轉(zhuǎn)速波動(dòng)和角加速度波動(dòng)相差不大，這是由于離心擺式雙質(zhì)量飛輪減振器只是在傳統(tǒng)雙質(zhì)量飛輪次級(jí)質(zhì)量上增加幾組(通常為4 組)離心擺，對(duì)原雙質(zhì)量飛輪的第一質(zhì)量無影響；安裝離合器后，輸入轉(zhuǎn)速波動(dòng)、角加速度波動(dòng)變小是由于安裝離合器扭轉(zhuǎn)減振器時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)傳統(tǒng)鑄鐵飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.17 kg·m2，比雙質(zhì)量飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大，所以其輸入轉(zhuǎn)速波動(dòng)小。對(duì)比可知，新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭振衰減幅度最高達(dá)74.8%，安裝離心擺后提升了傳統(tǒng)雙質(zhì)量飛輪的減振性能，可進(jìn)一步提升車輛NVH性能。

表6 減振器轉(zhuǎn)速波動(dòng)均方根Table 6 Damper speed fluctuation RMS

4 結(jié)論

1)分別對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)、扭轉(zhuǎn)減振器、變速器常嚙合齒輪對(duì)進(jìn)行精確建模，考慮發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩波動(dòng)，多種扭轉(zhuǎn)減振器非線性模型、齒輪對(duì)嚙合間隙、時(shí)變嚙合剛度以及非承載齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)過程受到的拖拽阻尼力矩等因素，建立發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況四自由度模型，并對(duì)模型進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證，仿真結(jié)果與試驗(yàn)對(duì)比表明：所建模型準(zhǔn)確，滿足工程應(yīng)用需求。

2)分別對(duì)多種傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行建模，其中包括離合器扭轉(zhuǎn)減振器、雙質(zhì)量飛輪以及新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器，并基于怠速工況四自由度模型對(duì)3種扭轉(zhuǎn)減振器的減振性能進(jìn)行對(duì)比分析。仿真結(jié)果表明：安裝離心擺能夠進(jìn)一步提升雙質(zhì)量飛輪的減振性能，新型離心擺式雙質(zhì)量飛輪減振器轉(zhuǎn)速和角加速度波動(dòng)衰減幅度達(dá)到70%以上，是一種性能優(yōu)異的扭轉(zhuǎn)減振裝置，可進(jìn)一步提升車輛NVH性能。