張 逸，吳光強(qiáng)，2

（1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804；2.東京大學(xué)生產(chǎn)技術(shù)研究所，東京 153-8505）

現(xiàn)代汽油發(fā)動機(jī)廣泛應(yīng)用了增壓直噴等新技術(shù)，朝著輕量化、高升功率、高轉(zhuǎn)矩容量的方向發(fā)展，輸出轉(zhuǎn)矩波動增大導(dǎo)致的傳動系扭振問題非常突出。雙質(zhì)量飛輪（dual mass flywheel，DMF）可以有效隔離和衰減發(fā)動機(jī)扭振，是傳動系統(tǒng)常用的減振元件之一，它起源于歐洲，起先應(yīng)用于大排量的高端車型，2015年后大眾汽車集團(tuán)的雙離合變速器技術(shù)得到世界范圍的認(rèn)可并得到普及，國內(nèi)主機(jī)廠也開始開發(fā)雙離合變速器，應(yīng)用在中高檔車型，同時(shí)DMF作為雙離合變速器的標(biāo)配零部件被廣泛使用。

由于DMF和發(fā)動機(jī)以及傳動系的匹配難度大，加上消費(fèi)者對車輛舒適性尤其是聲學(xué)舒適性的要求越來越高，近年來，無論是國內(nèi)品牌還是國際知名品牌的車輛在開發(fā)過程中和售后都出現(xiàn)DMF怠速敲擊異響的案例。例如，歐洲某知名汽車集團(tuán)的新車型2019年和2020年冬季均在我國北方收到發(fā)動機(jī)怠速熱機(jī)時(shí)DMF敲擊的售后抱怨；某汽車集團(tuán)的某車型在怠速負(fù)載開啟時(shí)出現(xiàn)DMF異響［1］；國內(nèi)某知名自主品牌在某車型開發(fā)過程中發(fā)現(xiàn)冷啟動怠速熱機(jī)過程中開空調(diào)時(shí)DMF異響。吉利集團(tuán)為解決類似問題，通過發(fā)動機(jī)控制器判斷發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況調(diào)節(jié)雙離合器的位置參數(shù)，利用帶排轉(zhuǎn)矩來抑制敲擊［2］，但是其忽視了增大帶排轉(zhuǎn)矩會使燃油消耗率增大，N檔的駐車安全無法保障；DMF生產(chǎn)廠商吉林大華通過優(yōu)化傳力板的幾何尺寸改變敲擊聲響和聲音頻率，通過填充吸音海綿來吸收聲音能量［3］，但是改變傳力板幾何尺寸并沒有從根本解決敲擊問題，增加吸音棉會增加DMF的結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，吸音棉老化后影響DMF性能，油脂吸附在吸音棉上會降低隔音效果；趙光明等［4］認(rèn)為理想的DMF在怠速工況應(yīng)該具備低阻尼特性，但忽略了低阻尼會削弱DMF抑制變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速波動的功能，反而更加容易導(dǎo)致傳動系零件的敲擊；某廠商發(fā)現(xiàn)通過加大DMF次級側(cè)傳力板的自由行程可以解決空調(diào)開啟時(shí)DMF異響，但是自由行程增大會導(dǎo)致DMF動態(tài)響應(yīng)滯后。上述文獻(xiàn)提出了各種有針對性的解決方案，但均未進(jìn)行機(jī)理研究?？v觀世界范圍DMF敲擊異響的研究現(xiàn)狀，由于國內(nèi)消費(fèi)者對噪聲、振動與聲振粗糙度（noise，vibration and harshness，NVH）問題敏感，加上DMF匹配難度高，目前以國內(nèi)案例研究居多，國外鮮有類似案例報(bào)道和研究。

本文研究了我國某知名自主品牌在開發(fā)某車型的過程中，發(fā)動機(jī)冷啟動后怠速熱機(jī)期間開啟空調(diào)壓縮機(jī)制冷，DMF附近產(chǎn)生異響的原因；建立了動力學(xué)模型進(jìn)行仿真，利用正交試驗(yàn)方法（design of experiment，DOE），通過仿真厘清DMF各設(shè)計(jì)參數(shù)對怠速敲擊的影響，分析了敲擊產(chǎn)生的機(jī)理，提出解決方案并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 非線性系統(tǒng)動力學(xué)模型建立

雙質(zhì)量飛輪將傳統(tǒng)單質(zhì)量飛輪的慣量一分為二，與曲軸連接的部分稱為初級側(cè)飛輪，與變速器連接的部分稱為次級側(cè)飛輪，兩部分飛輪之間通過彈簧和阻尼裝置連接。可見，雙質(zhì)量飛輪繼承了單質(zhì)量飛輪的儲能功能，初級側(cè)和次級側(cè)之間的彈簧過濾發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩波動的高頻成分，避免和傳動系固有頻率重合；阻尼消耗部分能量，降低初級側(cè)和次級側(cè)之間轉(zhuǎn)速波動；合理的初級側(cè)和次級側(cè)飛輪慣量比使傳動系的扭轉(zhuǎn)固有頻率降低到發(fā)動機(jī)怠速以下，避免由于變速器輸入轉(zhuǎn)矩波動導(dǎo)致傳動系的扭振。

圖1為雙質(zhì)量飛輪的示意圖，發(fā)動機(jī)曲軸通過螺栓連接初級側(cè)飛輪2；彈簧3將初級側(cè)飛輪的轉(zhuǎn)矩傳遞給傳力板5；傳力板和次級側(cè)飛輪1固定；次級側(cè)飛輪內(nèi)花鍵6與變速器輸入軸外花鍵形成間隙配合。彈簧和傳力板之間有間隙4，如虛線所圈出，是傳力板的自由行程，是DMF重要的非線性特征之一。

設(shè)計(jì)雙質(zhì)量飛輪時(shí)，要避免在啟動和熄火過程中，發(fā)動機(jī)和傳動系以較大的扭振頻率經(jīng)過系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速段，產(chǎn)生劇烈的扭振振動；要校核各個(gè)檔位在全油門、半油門、斷油滑行、蠕行等工況下DMF的減振性能；要檢查各個(gè)工況下傳動系是否出現(xiàn)共振；要檢查傳動系零部件之間是否由于間隙導(dǎo)致敲擊。特別是怠速工況雙離合器不傳遞轉(zhuǎn)矩，要避免彈簧和傳力板之間、次級飛輪內(nèi)花鍵和變速器輸入軸外花鍵之間產(chǎn)生敲擊。

1.1 怠速非線性動力學(xué)模型

為研究怠速時(shí)系統(tǒng)的動力學(xué)特性，建立三自由度非線性動力學(xué)模型，如圖2所示。圖中，J1為發(fā)動機(jī)曲軸、飛輪初級側(cè)及彈簧三者慣量之和，J2為包括傳力板在內(nèi)的次級側(cè)飛輪慣量，J3為變速器輸入軸和濕式離合器轂慣量之和；k1為飛輪的非線性扭轉(zhuǎn)剛度，k2為變速器輸入軸花鍵嚙合剛度；Te為發(fā)動機(jī)的動態(tài)轉(zhuǎn)矩；Td為濕式離合器的帶排轉(zhuǎn)矩；Tf為非線性動態(tài)摩擦阻尼力矩。

圖2 DMF三自由度非線性動力學(xué)模型Fig.2 DMF rattle nonlinear model with 3 DOF

圖2 動力學(xué)模型的系統(tǒng)動力學(xué)方程如下：

怠速工況非線性剛度表達(dá)式如下：

式（6）～（7）中：θ0為傳力板的單側(cè)自由行程角度；θ1為DMF初級側(cè)轉(zhuǎn)角；θ2為DMF次級側(cè)轉(zhuǎn)角；θ3為濕式離合器轂轉(zhuǎn)角；θ1、θ2、θ3均為時(shí)間的函數(shù)。bk為花鍵齒側(cè)隙；k為飛輪怠速時(shí)彈簧等效剛度。

傳力板自由行程角度小于θ0時(shí)是基礎(chǔ)阻尼力矩Tb起作用，當(dāng)傳力板接觸到彈簧后，與附加摩擦阻尼力矩Tc一起疊加成為動態(tài)摩擦阻尼力矩Tf。即Tf=Tb+Tc。基礎(chǔ)阻尼力矩Tb由DMF內(nèi)部的摩擦元件產(chǎn)生，為常數(shù)。在離心力作用下，彈簧和滑道之間的粘附滑動產(chǎn)生了附加摩擦阻尼力矩Tc，它與彈簧剛度k，彈簧和彈簧導(dǎo)軌間的干摩擦系數(shù)μ、動靜摩擦轉(zhuǎn)換的臨界速度v、油脂黏性阻尼系數(shù)c、自由行程θ0、DMF初級側(cè)轉(zhuǎn)速θ.1、初級側(cè)和次級側(cè)的相對轉(zhuǎn)角θ1-θ2相關(guān)：

由于附加摩擦阻尼力矩Tc存在，DMF宏觀上表現(xiàn)出圖3所示的非線性遲滯扭矩特性［5-6］。由于數(shù)學(xué)建模復(fù)雜，為提高計(jì)算精度，用怠速轉(zhuǎn)速800 r·min-1時(shí)實(shí)測的DMF遲滯扭矩，如圖3所示，減去對應(yīng)扭轉(zhuǎn)角θ1-θ2的彈簧力k1(θ1-θ2)作為Tf。

圖3 怠速工況遲滯扭矩特性Fig.3 Hysteresis torque characteristics under idle condition

1.2 動力學(xué)模型CAE仿真參數(shù)

本文研究1.5T發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩為240 N·m，怠速轉(zhuǎn)速為800 r·min-1。仿真模型參數(shù)如表1所示。

表1 仿真模型參數(shù)Tab.1 Parameters of simulation model

2 DMF敲擊能量

業(yè)界評判傳動系統(tǒng)零部件之間的敲擊已形成一些理論方法，如齒輪敲擊的拍擊門檻值理論，基于角加速度均方根值比值的齒輪敲擊指數(shù)等［7］。為了使動力學(xué)仿真結(jié)果和主觀評價(jià)結(jié)果一致，本文提出將發(fā)生一次敲擊時(shí)轉(zhuǎn)移的能量作為評價(jià)傳力板和彈簧之間敲擊異響的方法，假設(shè)每個(gè)敲擊循環(huán)有非常小的固定比例的能量變成聲波能量被人耳感知，以此假設(shè)建立起敲擊發(fā)生時(shí)，人耳感知的敲擊異響和轉(zhuǎn)移的能量之間的主客觀聯(lián)系。

2.1 彈簧敲擊能量

DMF彈簧和傳力板之間的敲擊發(fā)生在傳動系后端負(fù)載較小而發(fā)動機(jī)激勵相對較大時(shí)，傳力板以一定的頻率被彈簧間歇性驅(qū)動，即彈簧以一定的速度貼合傳力板，由于傳力板后端阻力矩較小，兩者貼合后傳力板立即被彈簧彈開，然后彈簧在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩作用下再一次接觸傳力板，又被傳力板彈開，形成周而復(fù)始的轉(zhuǎn)矩脈動傳遞的現(xiàn)象。此時(shí)DMF會產(chǎn)生輕微的噪音，極端情況會引起客戶抱怨。

當(dāng)初級側(cè)與次級側(cè)的相對轉(zhuǎn)角θ1-θ2大于θ0時(shí)，如圖4中t1時(shí)刻彈簧被壓縮的瞬間產(chǎn)生敲擊，彈簧最大壓縮量為δθ，即δθ=θ1-θ2-θ0＞0。

圖4 彈簧最大壓縮量Fig.4 Maximum spring compress angle

記第一次敲擊開始時(shí)刻為t1，結(jié)束時(shí)刻為t2；以此類推；第i次敲擊開始時(shí)刻為t2i-1，結(jié)束時(shí)刻為t2i。忽略敲擊產(chǎn)生的聲波能量，發(fā)生一次敲擊所轉(zhuǎn)移的能量E i包括彈簧存儲的能量、動態(tài)摩擦阻尼力矩Tf消耗的能量：

式中：θ=θ1-θ2。取一段時(shí)間內(nèi)n次敲擊所轉(zhuǎn)移的能量Ei，按時(shí)間平均，作為彈簧的敲擊能量Espr：

2.2 花鍵齒敲擊能量

參照單對齒輪對敲擊模型的建模方法［7-8］進(jìn)行花鍵齒敲擊能量分析，考慮花鍵齒的嚙合剛度，忽略花鍵齒的阻尼。將仿真結(jié)果中的離合器轂驅(qū)動力矩和其慣性力矩之差，與帶排轉(zhuǎn)矩對比，判斷是否存在敲擊［9］，并確定敲擊開始的時(shí)刻t2i-1和敲擊結(jié)束的時(shí)刻t2i。例如，圖5所示t1=4.006 4 s時(shí)，力矩差值大于帶排轉(zhuǎn)矩1.5 N·m（虛線所示），認(rèn)為發(fā)生了一次敲擊，t2=4.006 8 s時(shí)扭矩達(dá)到最大值，敲擊結(jié)束。

圖5 離合器轂驅(qū)動力矩和慣性力矩之差隨時(shí)間的變化Fig.5 Difference between driving torque and moment of inertia of clutch hub over time

在圖6中找到對應(yīng)t1和t2時(shí)刻的離合器轂角速度，分別為83.17 rad·s-1和83.22 rad·s-1。

圖6 離合器轂的角速度隨時(shí)間變化Fig.6 Angular velocity of clutch hub over time

通過離合器轂的角速度變化計(jì)算離合器轂敲擊前后的動能變化，作為一次花鍵齒敲擊的能量En：

同樣，取一段時(shí)間內(nèi)n次敲擊的能量變化，按時(shí)間平均，作為花鍵齒的敲擊能量Espl：

根據(jù)本研究試驗(yàn)結(jié)果，彈簧和傳力板之間發(fā)生敲擊時(shí)，可在變速器殼體上測得1 000～2 200 Hz頻率范圍的振動信號。而次級側(cè)飛輪和雙離合器轂之間的花鍵齒敲擊頻率稍低，有內(nèi)部資料表明花鍵敲擊發(fā)生時(shí)，變速器殼體上測得的振動信號在400～1 000 Hz頻率范圍的幅值會顯著增加。這一點(diǎn)也可以輔助判斷是否產(chǎn)生花鍵齒敲擊。

3 DOE仿真試驗(yàn)

發(fā)動機(jī)冷啟動怠速熱機(jī)過程中，空調(diào)開啟后聽到發(fā)動機(jī)艙內(nèi)噪聲略有增大，在車輛舉升機(jī)上用聽診器能判斷發(fā)動機(jī)和變速器接合面處存在敲擊異響，但不是每次都能在駕駛室內(nèi)感知。故主機(jī)廠要求在車外對DMF怠速時(shí)NVH表現(xiàn)進(jìn)行主觀評價(jià)，即評分者站立在距離車輛左前輪0.5 m處，主觀打分高于7分為可以接受，同時(shí)需對比變速器殼體上采集的振動加速度信號，輔助判斷敲擊現(xiàn)象是否改善。

3.1 DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法

影響DMF怠速敲擊的因素非常多，如主次級慣量及分配、彈簧剛度、離合器帶排轉(zhuǎn)矩Td、雙離合器轂慣量J3、次級側(cè)自由行程θ0、油脂黏性阻尼系數(shù)c、變速箱輸入軸和次級側(cè)之間的花鍵嚙合剛度k2和齒側(cè)隙bk、發(fā)動機(jī)扭振激勵、變速器油溫、變速器預(yù)選換擋策略等。為了評價(jià)各種潛在的改進(jìn)方案，曾在車輛上更換不同自由行程和彈簧剛度的DMF，但工作量巨大。DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法是研究和處理多控制因子與響應(yīng)變量關(guān)系的一種方法，通過合理地減少試驗(yàn)次數(shù)，建立響應(yīng)與控制因子之間的函數(shù)關(guān)系，找到總體最優(yōu)的改進(jìn)方案。故采用DOE方法指導(dǎo)多體動力學(xué)仿真試驗(yàn)，進(jìn)行正向設(shè)計(jì)，以敲擊能量的仿真結(jié)果輔助判斷DMF是否產(chǎn)生敲擊，確定不同因子組合對敲擊能量的影響，甄別出對敲擊能量影響最大的控制因子，并對其進(jìn)行優(yōu)化。為此采用L9正交列表，三個(gè)控制因子A、B、C選取如表2所示，各自水平為1低、2中、3高。例如，B2代表控制因子B基礎(chǔ)阻尼的中水平，即6 N·m。

表2 DOE控制因子選取Tab.2 Control factors of DOE

雙離合器的帶排轉(zhuǎn)矩對抑制敲擊有一定作用，有研究者將其作為系統(tǒng)參數(shù)加以控制［2］。本研究車輛在D/R檔時(shí)，由于離合器預(yù)結(jié)合后增大了帶排轉(zhuǎn)矩，無怠速敲擊問題；另外由于動力總成的標(biāo)定已經(jīng)完成，故將帶排轉(zhuǎn)矩作為不可控因素即噪聲因子，取1.5、3和5 N·m三個(gè)水平。

3.2 控制因子對彈簧敲擊的影響

依次對L9正交列表進(jìn)行27次仿真后得到的彈簧敲擊能量Espr結(jié)果如表3所示，表中序號1～9為正交列表的9種不同組合方式：

表3 彈簧敲擊能量仿真結(jié)果Tab.3 Simulation of spring knocking energy mJ

對表3中DOE仿真試驗(yàn)結(jié)果按照望小特性（smaller is better）原則進(jìn)行處理后，得到信噪比S/N（signal to noise ratio）和敲擊能量數(shù)學(xué)期望（Mean），分別如圖7和圖8所示?？梢?，滿足信噪比最大，并使敲擊能量數(shù)學(xué)期望最小的組合為A1最小的自由行程0.5°，B3最大的基礎(chǔ)阻尼9 N·m，C2花鍵齒側(cè)隙0.1 mm三個(gè)控制因子組合。相比基礎(chǔ)阻尼增大可以顯著減少彈簧敲擊能量，自由行程大小和花鍵間隙對彈簧敲擊能量影響卻不顯著。

圖7 彈簧敲擊能量的信噪比Fig.7 Signal-noise ratio of spring knocking energy

圖8 彈簧敲擊能量的數(shù)學(xué)期望Fig.8 Mean of spring knocking energ y

3.3 控制因子對花鍵齒敲擊的影響

為了防止設(shè)計(jì)參數(shù)變化導(dǎo)致DMF和離合器轂之間花鍵齒敲擊，必須對花鍵齒敲擊能量Espl進(jìn)行校核。L9試驗(yàn)中花鍵齒敲擊能量如表4所示。

表4 花鍵齒敲擊能量仿真結(jié)果Tab.4 Simulation of spline knocking energy mJ

按同樣原則處理后，得到信噪比和敲擊能量數(shù)學(xué)期望分別如圖9和圖10所示?？梢姡瑵M足信噪比最大，并使敲擊能量數(shù)學(xué)期望最小是A3最大的自由行程2°，B1最小的基礎(chǔ)阻尼3 N·m，C1花鍵齒側(cè)隙0.06 mm三個(gè)控制因子組合。

圖9 花鍵齒敲擊能量的信噪比Fig.9 Signal-noise ratio of spline knocking energy

圖10 花鍵齒敲擊能量的數(shù)學(xué)期望Fig.10 Mean of spline knocking energy

增加基礎(chǔ)阻尼會導(dǎo)致花鍵齒敲擊能量變大，這與增加基礎(chǔ)阻尼導(dǎo)致彈簧敲擊能量變小的趨勢相反；減小自由行程會導(dǎo)致花鍵齒敲擊能量增大；減小花鍵齒側(cè)隙會導(dǎo)致花鍵齒敲擊能量減小，但是隨著間隙接近0.06 mm，其對敲擊能量的影響便不太顯著。

在不改變自由行程和花鍵齒側(cè)隙原設(shè)計(jì)值的前提下，計(jì)算了不同基礎(chǔ)阻尼、不同噪聲因子即帶排轉(zhuǎn)矩下敲擊能量的變化趨勢。從圖11可以看出增大帶排轉(zhuǎn)矩可以顯著減少花鍵齒敲擊能量。

圖11 不同帶排轉(zhuǎn)矩下花鍵齒敲擊能量隨基礎(chǔ)阻尼變化Fig.11 Spline knocking energy with base damping variation at different drag torques

3.4 最優(yōu)控制因子組合

綜合來看，和基礎(chǔ)阻尼相比，自由行程對彈簧敲擊能量的影響很小，對花鍵齒敲擊能量的影響也不大，故保持自由行程的原設(shè)計(jì)方案?；ㄦI齒側(cè)隙變化對彈簧敲擊的影響很小，對花鍵齒敲擊有一定的影響，但沒有基礎(chǔ)阻尼對花鍵齒敲擊的影響大；由于過小的花鍵齒側(cè)隙制造成本高且不利于裝配，故維持原方案設(shè)計(jì)。基礎(chǔ)阻尼對彈簧敲擊和花鍵齒敲擊有著重要影響，而且影響趨勢相反，為控制花鍵齒敲擊的風(fēng)險(xiǎn)，將基礎(chǔ)阻尼的上限從原設(shè)計(jì)2 N·m提高到6 N·m。

按自由行程1°、基礎(chǔ)阻尼6 N·m和花鍵齒側(cè)隙名義值0.15 mm進(jìn)行仿真，得到彈簧敲擊能量為3.5 mJ，花鍵齒敲擊能量為34.7 mJ，對比DOE試驗(yàn)中結(jié)果，彈簧敲擊能量已經(jīng)降至最低，但是花鍵齒敲擊能量比較高，因此在試驗(yàn)中要關(guān)注花鍵敲擊噪聲。

4 車輛實(shí)車試驗(yàn)

為了驗(yàn)證最優(yōu)控制因子，制作不同阻尼樣件進(jìn)行對比試驗(yàn)，在變速箱殼體接近DMF處布置振動傳感器，在飛輪初級側(cè)和次級側(cè)布置轉(zhuǎn)速傳感器，冷啟動后暖機(jī)過程中在P檔和N檔切換空調(diào)壓縮機(jī)工作狀態(tài)。

優(yōu)化前DMF基礎(chǔ)阻尼為2 N·m。如圖12所示，空調(diào)在2.2 s開啟時(shí)，主觀感覺發(fā)動機(jī)扭振增大，敲擊聲明顯，主觀評價(jià)為6分不可接受；變速器殼體上測得整車坐標(biāo)系X軸方向的振動加速度幅值在1 000～2 100 Hz范圍顯著增加。（圖12～圖14中色標(biāo)代表振動加速度幅值的峰-峰值，參照1x10-7g以dB表示）。

圖12 基礎(chǔ)阻尼2 N·m振動時(shí)頻圖Fig.12 Time-frequency vibration diagram of 2 N·m base damping

將DMF基礎(chǔ)阻尼調(diào)整為6 N·m。如圖13所示，空調(diào)在2.4 s開啟時(shí)，已經(jīng)聽不到原來所抱怨的敲擊聲，主觀評價(jià)為7.5分可接受；1 000～2 100 Hz頻率段的振動加速度幅值明顯減弱，證實(shí)基礎(chǔ)阻尼變化對彈簧敲擊有至關(guān)重要的影響。同時(shí)可以看到，圖13基礎(chǔ)阻尼為6 N·m的DMF在2.4 s之前變速器殼體上測得整車坐標(biāo)系X軸方向的振動幅值比圖12中基礎(chǔ)阻尼為2 N·m的DMF 2.2 s前的幅值小很多，說明適當(dāng)提高阻尼有助于提高DMF的減振功能。

將不同基礎(chǔ)阻尼值的DMF進(jìn)行對比試驗(yàn)后，確定3.5 N·m為基礎(chǔ)阻尼的下限。如圖14所示，在2.6 s空調(diào)開啟時(shí)幾乎聽不到原來所抱怨的敲擊聲，主觀評價(jià)為7分可接受；1 000～2 100 Hz頻率段的振動能量比圖13中相應(yīng)部分略有增加。

圖13 基礎(chǔ)阻尼6 N·m振動時(shí)頻圖Fig.13 Time-frequency vibration diagram of 6 N·m base damping

圖14 基礎(chǔ)阻尼3.5 N·m振動時(shí)頻圖Fig.14 Time-frequency vibration diagram of 3.5 N·m base damping

試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)基礎(chǔ)阻尼值調(diào)整到7 N·m以上會降低DMF的隔振性能，對其他工況造成負(fù)面影響，故維持6 N·m作為設(shè)計(jì)上限。在驗(yàn)證了DMF基礎(chǔ)阻尼為3.5 N·m和6 N·m的極限件在各工況下的減振性能，并確定花鍵齒敲擊能量增大并沒有帶來NVH問題后，最終確定自由行程1°、基礎(chǔ)阻尼3.5～6 N·m、花鍵齒側(cè)隙0.1～0.2 mm為設(shè)計(jì)推薦值。

5 結(jié)論

采用DOE仿真試驗(yàn)可以快速找到對DMF敲擊影響最大的因子，顯著減少車輛試驗(yàn)次數(shù)。敲擊能量的計(jì)算結(jié)果與實(shí)測振動加速度信號以及主觀評價(jià)結(jié)論之間有很強(qiáng)的相關(guān)性，這驗(yàn)證了所采用的將敲擊能量評價(jià)DMF敲擊異響的方法有效性。

阻尼是DMF的重要設(shè)計(jì)參數(shù)，由基礎(chǔ)阻尼和附加摩擦阻尼構(gòu)成，它消耗DMF主級側(cè)傳遞給次級側(cè)的振動能量，減小次級側(cè)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速波動幅值。但是，阻尼值過大會降低DMF隔振性能，過小會降低DMF減振性能。發(fā)動機(jī)冷啟動后暖機(jī)過程中輸出轉(zhuǎn)矩波動大，開啟空調(diào)壓縮機(jī)后轉(zhuǎn)矩波動進(jìn)一步加劇，DMF減振能力不達(dá)標(biāo)是DMF在P檔和N檔產(chǎn)生敲擊的主要原因，可以通過調(diào)整基礎(chǔ)阻尼解決。

由于傳力板存在自由行程，應(yīng)該充分考慮阻尼的非線性動態(tài)特征，怠速時(shí)基礎(chǔ)阻尼對DMF敲擊的影響很大，基礎(chǔ)阻尼過小會導(dǎo)致彈簧敲擊，過大會導(dǎo)致花鍵敲擊。D檔和R檔因?yàn)橛袧袷诫x合器的帶排轉(zhuǎn)矩存在，抑制了DMF敲擊。附加摩擦阻尼對敲擊也有重要影響，其產(chǎn)生機(jī)理復(fù)雜，仿真時(shí)采用實(shí)測值可以減少計(jì)算誤差。

作者貢獻(xiàn)說明：

張逸：試驗(yàn)設(shè)計(jì)，仿真及試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理。

吳光強(qiáng)：項(xiàng)目全過程中的技術(shù)指導(dǎo)。