徐旭初，方偉榮，葛鳳龍，陳 祥，王 菁，周含露

(1.上海汽車股份有限公司技術中心，上海 201804;2.上海薩克斯動力總成部件系統(tǒng)有限公司，上海 201708)

前言

隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，人們對汽車的舒適性和振動噪聲控制的要求不斷提高，各大汽車廠商越來越關注變速器敲齒噪聲。此時，具有更好減振效果的雙質量飛輪應運而生。與傳統(tǒng)的二級從動盤扭轉減振器相比，雙質量飛輪使減振彈簧前后的慣量重新分配，變速器輸入軸端的慣量增加，并且減振彈簧布置在飛輪外側，彈簧的空間增大，因而可使用剛度較小的彈簧。這些都使雙質量飛輪具有更好的隔離扭振作用［1－2］。但是，伴隨著更好的性能，雙質量飛輪的成本卻比傳統(tǒng)的二級從動盤減振器高很多。為更好地平衡成本與性能之間的矛盾，本文中提出了一種結構簡單的三級剛度從動盤減振器。整車測試結果表明，與傳統(tǒng)的二級剛度從動盤減振器相比，這種減振器在小轉矩工況下具有更好的隔振效果。同時，只須在傳統(tǒng)二級剛度從動盤減振器上做簡單的更改即可實現(xiàn)，在提高性能的同時，成本得到了很好的控制。因此，在一些NVH要求相對較低的低成本整車項目中，這種減振器是個較好的選擇。

1 新型從動盤扭轉減振器介紹

圖1為常用的二級剛度從動盤減振器的性能曲線。由圖可見，該減振器有預減振和主減振兩個工作區(qū)域。預減振主要滿足怠速等極小轉矩的工況，主減振主要滿足加速等較大轉矩工況。但對小轉矩的工況，如爬行、冷車怠速等，一般使減振器工作在預減振區(qū)域。然而，并不是在所有情況下，預減振區(qū)域都可以滿足小轉矩工況的要求，須為從動盤減振器引進新的針對小轉矩工況的工作區(qū)域［3］。

圖2為三級剛度從動盤扭轉減振器性能曲線，在預減振和主減振之間，增加一個過渡區(qū)域，當負載為小轉矩時，從動盤減振器工作在此區(qū)域，可得到較好的減振效果。常見的三級剛度減振器，如LUK、Valeo的大轉角減振器，如圖3所示，把第二級減振彈簧集成在預減振模塊中，雖然可使結構更加緊湊，但對加工精度要求較高，且第二級剛度的調整角度和轉矩容量有限。同常用的二級剛度減振器相比，結構差別較大，成本也較高。

本文中在常用的二級剛度從動盤扭轉減振器基礎上，通過增加額外的二級套板，構成三級剛度減振器，且新增的小轉矩減振彈簧安裝在主減振區(qū)域，周向空間較大，彈簧剛度的可調范圍較大［4－5］，如圖4所示。由于此減振器沿用原二級剛度從動盤減振器的預減振模塊、主減振模塊，所以，成本得到了很好的控制。

2 從動盤扭轉減振器選型

2.1 車輛相關信息

通過對某研發(fā)車型的理論計算和整車扭振測試，選定合適的從動盤減振器參數(shù)完成傳動系統(tǒng)的匹配。相關車型參數(shù)見表1。

表1 某車型相關整車參數(shù)

2.2 初選二級剛度從動盤扭轉減振器

2.2.1 預減振

在怠速工況下，從動盤一般工作在預減振區(qū)域，其轉矩容量由變速器拖曳轉矩決定，在熱車條件下，變速器拖曳轉矩在1～1.5N·m左右。預減振剛度C1為

式中:TD為車輛空擋怠速工況下變速器的拖曳轉矩，取1.5N·m;β1為預減振工況下彈簧的極限轉角，由于結構所限，一般不超過8°。

從減振角度出發(fā)，在滿足轉矩容量的前提下，彈簧剛度越小越有利于扭振隔離。由式(1)可得，預減振剛度須不小于0.19N·m/(°)。初定剛度C1為0.26N·m/(°)，另由預減振結構決定預減振阻尼矩為0～0.5N·m。

2.2.2 主減振

主減振剛度由發(fā)動機最大轉矩決定，一般主減振的轉矩容量選取最大發(fā)動機轉矩的1.3倍，故

式中:Temax為發(fā)動機輸出的最大轉矩，為135N·m;β2為主減振彈簧的轉角，一般在15°左右。

由式(2)可得，主減振剛度為11.7N·m/(°)。初選預減振剛度C2為13N·m/(°)，主減振阻尼矩為8～12N·m。圖5為初選二級剛度從動盤扭轉減振器的性能曲線。

通過整車的主觀評估發(fā)現(xiàn)，在爬行等小轉矩的工況下，變速器的敲齒噪聲較大。進一步通過整車扭振測試數(shù)據(jù)可以看出，在爬行工況下，飛輪與變速器輸入軸相對轉角波動較大，最高可達5°，角加速度的波動也較大，如圖6所示。

在爬行工況下，發(fā)動機輸出轉矩主要用于克服車輪與路面之間的滾動阻力，即

式中:M為車輛總質量，取1 723kg;η為地面對車輪的滾動阻力系數(shù)，取0.018;r為車輪滾動半徑，取0.307m。計算可得，1擋所需發(fā)動機輸出轉矩為6.67N·m，2擋為11.3N·m。遠大于從動盤預減振的轉矩容量。而由于主減振剛度為13N·m/(°)，這些轉矩又不足以壓縮主減振彈簧穩(wěn)定工作，因此，可得出在爬行工況下，從動盤工作在一個不穩(wěn)定的區(qū)間內(nèi)，在預減振區(qū)域和主減振區(qū)域往復擺動，造成變速器輸入軸與輸出軸無序地敲擊，這是導致較大變速器敲齒噪聲的根本原因。此時，二級剛度從動盤減振器已無法解決此問題，因此引入三級剛度從動盤減振器，通過小轉矩減振區(qū)域，消除爬行等小轉矩工況的變速器敲齒噪聲。

2.3 從動盤減振器調試

小轉矩減振區(qū)域的彈簧剛度選擇:

式中:T'f為2擋爬行工況下發(fā)動機輸出轉矩，已通過上述計算得11.3N·m;T1為從動盤減振器預減振的轉矩容量;β為小轉矩減振區(qū)域的轉角，取5°。由式(4)計算可得，C2為1.86N·m/(°)。取小轉矩減振彈簧剛度C2為2N·m/(°)，阻尼矩為3N·m。經(jīng)過重新匹配，得到新三級剛度從動盤扭轉減振器，性能曲線如圖7所示。

圖8為采用三級剛度從動盤扭轉減振器后，1擋爬行工況整車扭振測試數(shù)據(jù)?？梢钥闯?，減振器改進后，發(fā)動機飛輪與變速器輸入軸相對轉角波動、角加速度的波動都明顯降低，變速器敲齒噪聲得到很大的改善。

2.4 改善冷車怠速工況

此三級剛度從動盤減振器對于其他小轉矩工況也有良好的隔振作用，如冷車怠速工況。由于冷車狀態(tài)的變速器拖曳轉矩遠大于熱車狀態(tài)下的變速器拖曳轉矩。根據(jù)測得角加速度、變速器的轉動慣量，可以估算出該變速器拖曳轉矩為2.48N·m，遠大于熱車狀態(tài)的1.2N·m。在冷車怠速工況下，由于拖曳轉矩超過了預減振的轉矩容量，所以從動盤在預減振機構與主減振機構之間往復擺動，使得變速器發(fā)出較大的敲齒噪聲。

圖9為冷車狀態(tài)下，整車怠速工況扭振測試數(shù)據(jù)。其中，變速器輸入軸角加速度/發(fā)動機角加速度為1325.29/1260.23=1.05，可知，從動盤無法對發(fā)動機的輸出扭振進行衰減。進一步對測得的輸出轉速曲線進行階次分析，如圖10所示?？梢钥闯?，在1階的振動中，變速器輸入軸的轉速波動比發(fā)動機的轉速波動大很多，這是因為從動盤在預減振區(qū)域和主減振區(qū)域往復擺動，由此還會產(chǎn)生較大的變速器敲齒噪聲。

應用三級剛度從動盤扭轉減振器后，冷車怠速時變速器的敲齒噪聲得到很大改善。由圖11分析得，變速器輸入軸角加速度/發(fā)動機角加速度比為504.57/1383.01=0.36，從動盤對發(fā)動機的扭轉振動有明顯的衰減。對測得的輸出曲線進行階次分析，如圖12所示?？梢钥闯觯倪M后1階振動已經(jīng)消除，同時2階的扭轉振動也有明顯的衰減。

3 結論

通過整車扭振測試，充分說明該新型三級剛度從動盤扭轉減振器可有效隔離發(fā)動機輸出的扭轉振動，相比二級剛度從動盤減振器，此減振器可更好地隔離小轉矩工況的扭振，降低變速器的敲齒噪聲。并且，此減振器在設計時保留了二級剛度減振器的預減振機構、主減振機構，使其結構簡單，實現(xiàn)起來更加方便，成本得到了很好的控制。因此，此三級剛度從動盤扭轉減振器具有很好的實用價值。

［1］ Alexander Fidlin，Roland Seebacher．DMF Simulation Techniques［M］．8th LUK Symposium，2006:56－66．

［2］ Hartmut Bach，Wolfgang．Simulation of Various Operating Conditions of Powertrains with a Dual Mass Flywheel［J］．Drive System Technique，2008(3):48 －56．

［3］ 梁小立，魯統(tǒng)利．汽車離合器從動盤減振等級的選擇與調試［J］．傳動技術，2009，23(1):21 －24，28．

［4］ 上海薩克斯動力總成部件系統(tǒng)有限公司．新型的離合器從動盤減振裝置:中國，CN 101769357 A［P］．2010 －07－07．

［5］ 上海薩克斯動力總成部件系統(tǒng)有限公司．新型的離合器從動盤可增轉角減振裝置:中國，CN101788032 A［P］．2010－07－28．