汽车动力传动系统振动问题及解决方法综述

严正峰, 尹大乐, 张 农, 陈 雷

(1.合肥工业大学 汽车与交通工程学院,安徽 合肥 230009; 2.武汉理工大学 机电工程学院,湖北 武汉 430070)

0 引 言

随着汽车工业的蓬勃发展以及人们生活水平的不断提高,汽车的功能已经不仅仅局限于“交通工具”,人们在赋予汽车更多新功能的同时,对于乘坐舒适性要求也更加苛刻。汽车的噪音、振动与声振粗糙度(noise,vibration and harshness,NVH)性能目前已经成为人们评价汽车优劣的一项重要指标,其中振动与噪音是最能够被乘员直观感受到的影响乘坐舒适性的因素,而汽车的噪音问题又大部分来自于汽车的振动[1]。因此,汽车的振动问题受到了汽车厂商和用户的广泛关注。汽车动力传动系统作为汽车重要的组成部分,其基本功能是将发动机的动力传递给车轮,使汽车能够在一定速度下正常行驶,并努力提高汽车的动力性与经济性[2]。与此同时,传动系统的振动也是导致整车振动的重要因素。

传统内燃机汽车动力传动系统由发动机、离合器、变速器、传动轴、万向节、主减速器、差速器、左右半轴和车轮等部件组成。其中,发动机、离合器以及变速器共同构成汽车的动力总成,为汽车正常工作提供动力;传动轴作为高转速、少支撑的旋转体,一般可以分为2段,通过万向节相连,能够实现两轴在具有角度差的情况下等转速传动;主减速器、差速器及左右半轴安装在驱动桥桥壳内,实现减速增矩并将动力分配给左右驱动轮。近年来由于汽车的轻量化及动力性能的提高,发动机质量更轻，同时带来了更大的激励输入，虽然燃油经济性和排放性能得到了提升,但是相应地会产生更多的扭矩和激励输入到传动系统[3]。电动汽车与内燃机汽车动力传动系统最大的区别之一就是动力系统与传动系统的直接耦合,这种情况虽然可以获得较好的加速性能,但由于电机驱动速度高、转矩响应快,容易引发传动系统的冲击与振动,因此电动汽车在行驶过程中会经常出现纵向抖动现象[4-5]。

混合动力汽车同时具有发动机和电动机2个动力源,能够通过更加复杂的传动系统单独或共同为汽车提供动能,因此其传动系统的振动问题也更加复杂。总而言之,汽车传动系统的振动问题存在于任何类型的汽车上,研究汽车动力传动系统减振技术对于降低整车振动、提升乘坐舒适性具有十分重要的意义。

本文总结了汽车传动系统振动现象的形成机理、表现形式与3种常见类型,介绍了国内外对于汽车传动系统减振技术的研究进展以及传动系统减振技术的一般研究过程,详细分析了传动系统2种动力学模型的建立方法及各自特点,最后介绍了扭转减振器对降低传动系扭转振动的作用,并着重讨论了离合器从动盘式扭转减振器、双质量飞轮以及带离心摆式吸振器的离合器从动盘在总成减振方面的作用。

1 汽车传动系统振动问题的认识

汽车动力传动系统是一个复杂的多自由度机械系统,具有多个子系统且零部件众多,同时零部件的回转中心线并未全部在一个平面。汽车在行驶过程中,发动机输出扭矩的波动、发动机曲轴不平衡质量、路面的激励、离合器的分离和结合过程中的冲击以及齿轮传动啮合敲击等都会引起汽车传动系统的振动[6]。因此,汽车传动系统本身结构的复杂性和多激励源导致的汽车传动系统振动问题比较复杂,解决起来也更加困难。

按照振动位移的类型,传动系统的振动一般可以分为扭转振动、弯曲振动、纵向振动,以及它们之间相互耦合而产生的弯扭耦合振动、扭纵耦合振动、弯扭纵耦合振动等[7]。其中由发动机扭转波动而引起的扭转振动是汽车传动系统中最常见的振动形式[8]。传动系统的振动在汽车怠速、行驶和制动工况下所呈现出来的问题,通常包含离合器的起步颤振、变速箱的齿轮敲击振动以及制动时的抖动等。

离合器的起步颤振现象通常出现在汽车起步过程中,由于离合器主从动部分逐渐接合,汽车传动系中的扭矩出现波动,导致整车的纵向振动[9]。这种整车纵向振动现象也被称为起步抖动现象,其振动频率一般在5～20 Hz范围内,具体数值取决于离合器系统和车辆惯性[10]。通过对离合器的起步颤振现象的研究,可以将其产生机理分为自激振动和强迫振动2种,由离合器摩擦片在接合过程中摩擦系数的负梯度变化导致的颤振现象为自激振动[11];由包含离合器在内的机械部件之间形位偏差引起的传递力矩波动导致的颤振现象为强迫振动[12]。

变速箱的齿轮敲击振动现象一般出现在空载或轻载齿轮上,主要是由于发动机的转矩波动与尺侧间隙的存在而导致的振动现象[13]。变速箱结构振动特性显著地制约了动力总成乃至整车的振动特性,特别是在手动变速器中,频繁的负载变化会导致“shuffle”和“clonk”的发生。“shuffle”是一种衰减的车身纵向振动,频率在2～8 Hz之间,是发动机飞轮(旋转运动)和车辆(平移运动)的耦合运动;“clonk”是汽车传动系统中典型的噪音现象,变速器 “clonk”是指在1 000～3 000 Hz范围内覆盖宽频域的高频噪声,它由变速器和相关部件的接触变化而产生[14]。

制动抖动是指发生在不同类型汽车上的由制动所引起的强迫振动,能够使汽车乘员直观地感受到汽车地板、制动踏板以及方向盘的振动,严重影响了汽车的乘坐舒适性与驾驶安全性[15-16]。制动抖动的频率与车轮的转动速度成正比,相应地与汽车的行驶速度也成正比,抖动频率一般不会高于100 Hz,通常在10～50 Hz之间[17]。研究表明,制动抖动一般发生在车辆高速行驶情况下进行中等强度到高等强度制动时,若制动器持续作用,制动抖动则会一直延续到低速。

综上可知,动力传动系统的振动响应频段主要分布在低频段,现有常规减振设备无法抑制低频振动。双质量飞轮具有较大的弹簧布置空间,允许使用更低刚度的弹簧,能够使传动系统固有频率远离振动响应频段,防止产生共振。本文在第5节中对双质量飞轮进行了详细介绍。

2 国内外研究进展

由于汽车结构轻量化的发展以及发动机功率的提高,汽车在行驶过程中的振动问题越来越明显,传动系振动所引发的事故频繁发生,促使了人们对汽车振动问题的研究。近年来,人们在前人研究的基础上对传动系统的振动问题有了更深的研究。文献[18]建立了车辆动力传动系的一般扭转振动模型,深入分析了耦合刚度对传动系统动力学行为的影响,并基于遗传算法构造了动态优化的理论模型和程序,有效地衰减了系统的扭转振动；文献[19]以具有超速齿轮的六挡位变速器为研究对象,以汽车能量利用率和驻车起动连续换挡加速时间为目标函数,建立汽车传动系统多目标优化模型,并改进了NSGA-Ⅱ算法,使其在汽车传动系统多目标优化问题方面更加准确和高效;文献[20]建立了行驶工况下汽车传动系的19自由度当量系统模型,并对该模型的有效性进行了试验验证,为了避开发动机扭振激励的转速,又将该模型简化合并为具有发动机、变速器、传动轴、驱动桥、车轮、车身6自由度的模型;文献[21]建立了前轮驱动汽车传动系扭转振动的一维多体数学模型,并利用该模型对飞轮惯量、传动轴刚度和离合器刚度进行优化,通过数学建模和优化过程,实现了降低传动系统NVH的目的。

对于离合器起步颤振现象,文献[22]建立了双离合变速器车辆起步时离合器接合颤振的系统分析模型,对影响离合器颤振的因素进行了分析,发现离合器颤振与摩擦系数的负斜率变化、静摩擦系数、系统阻尼、外加油压和发动机扭矩波动有关,为优化车辆设计提供了依据;文献[23-24]为了研究离合器在接合过程中的摩擦颤振问题,建立了4自由度传动系统动力学模型,分析了一些关键因素对离合器颤振的影响,发现摩擦因数随相对滑动速度的负梯度变化及接触界面的压力波动是离合器颤振发生的主要原因;文献[25]采用多自由度动力学分析方法,在对不同摩擦表面温度下载荷变化对离合器起步抖动影响的研究过程中发现,起步抖动几乎在所有离合器接合条件下普遍存在,但在冷表面温度下,起步抖动更为明显;文献[26]为研究发动机激励对离合器颤振的影响,提出了一种具有非线性摩擦转矩和发动机转矩激励的3自由度动力学模型,发现当曲轴的角速度等于或接近传动系的固有频率时,离合器颤振现象显著增强,而发动机激励和油压波动对离合器颤振的影响较小;文献[27]建立了摩擦离合器接合过程中传动系统动力学特性分析模型,通过研究离合器从动盘总成的扭转刚度和波形片的轴向刚度对起步抖动的影响,发现适当增大从动盘总成扭转刚度、降低波形片轴向刚度能够有效改善起步抖动。

对于变速器的齿轮敲击振动现象,文献[28]提出了考虑变速器齿轮副间隙的非线性动力学模型,并对激励频率、载荷比和阻尼比等关键参数对齿轮副稳定性的影响进行了研究,发现可以通过增加载荷比或增大摩擦和阻滞力矩来降低齿轮副的敲击振动;文献[29]以专门设计的一台2挡位试验变速器为研究对象,建立了变速器刚柔耦合多体动力学模型,对变速器齿轮敲击振动的产生条件进行了讨论,发现通过合理设计齿轮系统参数可以把敲击控制在理想范围内;文献[30]建立了传动系统非线性扭转振动和车辆纵向平移运动耦合模型,通过对汽车处于1挡加速工况下各非承载齿轮副的敲击振动情况的分析,发现合理设计各挡位齿轮齿侧间隙和等效转动惯量可有效抑制变速器齿轮敲击振动;文献[31-32]为研究怠速工况下变速器齿轮敲击振动,提出了一种4自由度传动系统的非线性动力学模型,研究了离合器刚度和阻尼对变速器齿轮敲击振动的影响,发现齿轮敲击振动随扭转刚度、离合器滞后阻尼和驱动盘惯性力矩的增加而增大;文献[33]研究了商用车变速器的离合器参数与齿轮敲击振动之间的关系,发现通过对离合器预阻尼的优化可以有效降低变速器的振动;文献[34]以某款自动变速器为研究对象,对齿轮敲击振动机理和斜齿轮修形减振降噪方法展开深入研究,经过试验验证了齿轮修形方案的可行性,为降低齿轮敲击振动提供了新思路。

文献[35-36]对目前最为常用的盘式制动器和鼓式制动器制动抖动产生机理、影响因素、控制策略等进行了全面的研究,为降低制动抖动提供了参考依据;文献[37]针对盘式制动器系统建立了盘式制动器8自由度多点接触动力学模型,分析了一些关键因素对制动抖动的影响,通过与单点接触模型对比发现,所建立的多点接触动力学模型在制动抖动预测上具有较高的准确性;文献[38]将制动抖动分为冷抖动和热抖动,前者由制动表面不均匀造成,后者由制动表面反复制动产生的热斑不均匀造成,并分析了通过改善悬架系统的模态特性和改变制动盘形状与制动垫材料来降低制动抖动2种方法;文献[39-40]研究了制动器制动力矩的波动向转向盘传递的主要途径,考察了传递路径中各零部件对制动抖动的吸收与放大,发现制动抖动在传递过程中整体衰减,但是在局部存在放大现象;文献[41]利用有限元方法对转向盘整体结构进行了模态分析,并对转向盘的固定支架进行了灵敏度分析和优化设计,结果表明优化转向盘固定支架能够有效降低制动抖动引起的方向盘振动;文献[42]建立了计算机仿真多体动力学模型用以研究制动抖动向驾驶室的传递,建模结果显示制动抖动通过悬架向汽车地板传递,并可通过对悬架设计参数的优化来降低制动抖动的传递。

目前,国内外关于动力传动系统减振技术的最新研究方向,主要集中在动力减振器、磁流体减振器以及离心摆式控制器方面。动力减振器是利用弹性元件和阻尼元件把一个辅助质量联系到振动系统上的一种减振装置。磁流体减振器是利用磁流体能够根据磁场强度改变其黏度和流动阻抗的特性,达到调节阻尼大小的目的。目前，已将磁流变液应用到了双质量飞轮中,研究发现,磁流变液双质量飞轮在各个工况下的传动系扭振的衰减性能都得到改善[43-45]。离心摆式控制器则是在减振器上安装离心摆,当系统振动时,离心摆左右摆动,从而达到破坏共振、衰减振动的目的。德国LuK公司已将这种技术应用到从动盘式扭转减振器及双质量飞轮上[46-47]。

综观国内外对汽车动力传动系统振动问题的研究现状可知,关于传动系统扭转振动的研究,主要还是以仿真计算为主。另外,测试、数据处理等技术的发展也推动了传动系统扭转振动的研究,建立的模型自由度越来越多,输入系统激励因素也越来越多。因此,所建立的模型更加贴近实际,准确率也大幅提高,传动系统振动理论愈发成熟。然而,国内关于传动系统最新减振技术的研究尚未有一个完整的体系。因此,本文针对传动系统振动问题进行了研究。

3 汽车动力传动系统振动问题研究

对于汽车动力传动系统减振技术的研究,一般可以按照以下几个步骤进行:

(1) 根据所研究车型的振动问题,以该车型动力传动系统作为研究对象,根据该车型传动系统的特点,确定具体的研究方案,如建模方法和计算仿真方法等。

(2) 对所研究车型传动系统的振动问题,在不同的工况下进行特征试验,得到该车型传动系统在振动问题上的各项试验数据以及某些建模所需的相关参数。

(3) 对该车型传动系统相关部件进行结构参数和基础数据的测量和计算,并对传动系统进行简化和抽象,建立动力学模型。

(4) 对所建立的动力学模型进行各个工况下的仿真试验分析,并将仿真结果与特征试验得到的各项结果进行比较。

(5) 若对比结果相差较大,则对仿真模型及参数进行调整,直到得到可靠的动力学模型;若对比结果相差不大,说明仿真模型可靠,则可通过改变与振动问题相关的动力学参数,在理论上得到优化方案。

(6) 搭建所研究车型的传动系统试验台,并在该实验台对理论上的优化方案进行试验验证,若传动系统的振动问题得到了优化,则证明该方案是可行的;若无效,则需要通过仿真模型重新制定优化方案。

汽车动力传动系统减振技术的研究流程如图1所示。

对传动系统减振技术的研究大致可以分为特征试验、仿真分析以及验证试验3个步骤。特征试验主要是为了得到研究车型振动现象的特征,并作为参照对象来判断所建立仿真模型的可靠与否;仿真分析通过建立实际的传动系统模型,对实际传动系统进行试验研究,通过观察传动系统模型各变量变化对传动系统振动问题的影响,寻求传动系统最优结构和参数;验证试验则是按照仿真分析中提出的优化方案,在所建立的传动系统试验台上进行模拟,以验证优化方案的有效性。通过以上汽车传动系统减振研究过程,不仅可以大大缩短对传动系统振动问题的研究时间,同时也可以降低研究成本。

图1 汽车传动系统减振技术研究流程

4 汽车动力传动系统动力学模型

汽车传动系统动力学模型的建模过程如图2所示[48]。

图2 汽车传动系统动力学模型的建模过程

汽车动力传动系统是一个具有连续性和复杂性的多质量系统,为了能够准确地反映传动系统振动特性并寻求减振方案,就必须对其进行合理简化和抽象,从而建立动力学模型。由于对传动系统简化和抽象的方式不同,得到的动力学模型会有所不同,一般可以分为系统动力学模型、多体动力学模型以及结构动力学模型。动力学模型按照相应的动力学原理得到数学模型,在数学模型中添加相应的算法进而得到仿真模型。就汽车传动系统的建模而言,目前采用集中质量法建立的系统动力学模型以及采用分布质量法建立的结构动力学模型最为常见。本文主要对集中质量模型和分布质量模型进行讨论。

4.1 集中质量模型

采用集中质量法,通过将传动系统各个部件简化为只有惯量没有弹性的惯量圆盘、只有弹性没有惯量的理想弹簧以及连接在惯量圆盘上的黏性阻尼器,形成“惯量圆盘-理想弹簧-黏性阻尼器”当量离散系统模型,称之为集中质量模型。根据动量矩方程及能量守恒原则,系统的运动方程可以采用矩阵的形式[49]表示为:

(1)

集中质量模型是在对汽车传动轴系进行较大的简化与降阶的基础上得到的,在简化和降阶的过程中不可避免地会产生误差。因此,集中质量模型与实际系统之间必然存在误差,且这种误差无法克服。尽管研究表明这些误差在实际建模是允许存在的,然而集中质量模型仍不适用于要求得到精确数值的仿真分析。若要提高集中质量模型的精度,可以将轴系分割为更多的集中质量,但同时也将面临计算量大这一问题[50]。因此,集中质量模型常用于复杂系统的定性研究。

4.2 分布质量模型

分布质量模型,又被称为基于连续系统振动理论得到的系统动力学模型,采用分布质量法,将轴系看成是一个具有分布参数的连续物理体。传动系统的分布质量模型可以表现为偏微分方程的形式[49],即

(2)

其中:ρ为质量密度;Ji为面积转动惯量;G为刚度模量;φi为扭转角度。

(2)式中自由振动的解为:

φi(xi,t)=φi(xi)sin(ωt)

(3)

(4)

其中,Ai、Bi均为常数。

基于分布质量法建立的传动系统分布质量模型与实际情况更加吻合,计算结果也更加准确,可用于要求得到精确数值的仿真分析。然而,由于其数学模型为偏微分方程,更高精度的代价是更加复杂的数学计算,对于简单的单轴系统比较实用,对于复杂的多轴系统以及多分支系统的计算较为复杂。因此,分布质量模型常用于简单系统的定量研究。

5 汽车动力传动系统扭转减振器

扭转振动是汽车传动系统最常见的振动方式,目前对于汽车传动系统减振技术的研究也主要集中在降低扭转振动上。扭转振动是发动机在为传动系统提供能量时产生的副产品,主要是由燃烧室内的气体压力变化引起的扭矩脉冲不均匀、曲轴及往复组件的惯性力以及曲轴的柔性导致的。发动机的扭转振动除了会导致NVH问题外,还会降低传动部件的使用寿命,降低燃油经济性。传动系统扭转振动的控制方法主要包括消振、吸振和隔振等。消振是从源头上进行控制,即消除发动机的扭矩波动,虽然是最根本的减振方法,但受条件限制无法彻底消除振动;吸振是在振动系统上加装辅助子系统,由辅助子系统吸收由振源产生的部分激励能量,以减轻分配到主系统上的激励能量;隔振则是在振源和振动系统之间加装扭转减振器,依靠扭转减振器弹性元件的变形来缓冲振源对振动系统的激励。

隔振是目前应用最广、效果最好的一种减振方法,研究表明,扭转减振器在隔离发动机扭转振动、消耗振动能量、降低传动系固有频率方面效果显著[51-52]。本文主要对离合器从动盘式扭转减振器、双质量飞轮以及带离心摆式吸振器的离合器从动盘进行研究。

5.1 离合器从动盘式扭转减振器

离合器从动盘式扭振减振器(clutch torsional damper,CTD)如图3所示。CTD主要由减振弹簧和减振盘组成,通过定位销将减振盘、从动盘本体、从动盘毂连接为一个整体,并允许从动盘和从动盘毂之间有一个相对转动的角度。当发动机工作时,离合器通过从动盘本体将扭矩传递给减振弹簧,再由减振弹簧将扭矩传递给从动盘毂。某单级刚度CTD的扭转特性如图4所示。

图3 离合器从动盘式扭振减振器

图4 某单级刚度CTD的扭转特性

变速器第1轴与从动盘毂通过花键相连,正是因为减振弹簧的作用,降低了变速器第1轴轴段的扭转刚度,改变了系统振型,有效衰减了扭转振动的振幅。CTD的隔振效果如图5所示[53],从图5可以看出，在高转速下CTD的隔振效果较为明显,在低转速下隔振效果不理想。

由于汽车发动机轻量化及动力性能的提高,更多的扭矩和激励输入到传动系统。为了紧跟发动机的发展步伐,CTD也在不断发展和改进。文献[54]介绍了一种新型三级刚度CTD的开发和应用,并通过试验验证这种减振器比传统的二级刚度CTD具有更好的减振效果,特别是在小转矩的工况下减振效果尤为明显;文献[55]针对CTD的减振弹簧进行了改进,使减振弹簧的刚度由原来的单级刚度变为3级刚度,使其能够随着路况和负载的变化而实现减振弹簧刚度的变化,提高了乘客的乘坐舒适性，同时也增强了汽车的承载能力和可靠性。

虽然研究人员努力寻找优化CTD的方法,但是由于离合器从动盘空间的制约,减振器扭转角度小、扭转刚度大、减振效果差的问题依然得不到根本解决，导致CTD对扭振控制的设计和改进十分困难,隔振能力也已达到瓶颈,很难再有突破性的发展。

图5 CTD隔振效果

5.2 双质量飞轮

双质量飞轮(dual mass flywheel,DMF)如图6所示,其结构主要由初级飞轮、扭转减振器、次级飞轮3个部分组成。其中启动齿圈与初级飞轮结合在一起,安装在发动机曲轴端;次级飞轮和离合器安装在一起与变速器相连;弧形弹簧安装在弧形油腔内,与连接盘、飞轮壳共同组成扭转减振器。DMF的扭矩传递路径为:初级飞轮-弧形弹簧-连接盘-次级飞轮。某二级刚度DMF的扭转特性如图7所示。

图6 双质量飞轮结构

图7 某二级刚度DMF的扭转特性

DMF将传统飞轮一分为二,使得扭转减振器两侧的惯量重新分配,初级飞轮相比于传统飞轮质量较轻,实现了曲轴的减载;次级飞轮与离合器连接为一个整体,增加了变速器输入端的质量。另外,由于弧形弹簧在飞轮外侧布置,弹簧空间增大,相对扭转角增大,这就允许使用刚度更小的弹簧。

DMF的隔振效果如图8所示[53],从图8可以看出,不管是在低转速还是高转速下,DFM都表现出了良好的隔振效果。

图8 DMF的隔振效果

从图5、图8可以看出,采用DMF的发动机角加速度幅值明显更大,这主要是由于DMF中初级飞轮的质量小于传统飞轮,导致了发动机的不规则性增大；CTD在低转速下没有实现显著的振动隔离,相比之下,DMF几乎能够在所有转速下实现振动隔离,并且隔振效果明显优于CTD。

DMF现已投入使用超过30 a,无疑是减小动力传动系统扭转振动最有力的手段。然而研究人员对此仍不满足,为进一步扩大DMF性能优点,文献[56]基于补偿原理提出了一种刚度连续变化的DMF新结构,以减轻刚度阶跃变化产生的冲击,经过试验验证,这种新型DMF能够降低发动机的怠速转速,实现大扭矩下的高反转矩,避免刚度突变带来的冲击;文献[57]将基于自锁原理的DMF安全保护装置设计在周向短弹簧DMF中,能够实现在飞轮失效时使初级飞轮与次级飞轮自动楔入、自锁联为一体,避免发生行车事故;文献[43-45]将磁流变液应用到DMF中,根据磁流变液在磁场作用下的变流作用,设计了一套阻尼可调的半主动控制式的磁流变液DMF装置,通过研究其在各个工况下对传动系扭振的衰减情况,发现磁流变液DMF在各个工况下对传动系扭振的衰减性能都优于普通DMF。而离心摆式减振器的引入会使DMF隔振潜力变得更大[58-60]。DMF具有最佳的振动隔离效果,但是其技术使其比CTD更加昂贵。

5.3 带离心摆式吸振器的离合器从动盘

对于离心摆式吸振器(centrifugal pendulum vibration absorber,CPVA)的研究早在数十年前就开始了,最初主要是针对其吸振原理及运动稳定性这2个方面展开研究[61],直到2008年LuK公司创新性地将CPVA与DMF结合在一起,CPVA才正式进入汽车制造商的视野。离心摆式DMF减振器相比于DMF具有更好的减振效果,然而其制造成本也更高。为了兼顾制造成本与减振效果,LuK公司于2017年将CPVA与离合器从动盘相结合,形成带离心摆式吸振器的离合器从动盘(clutch disc with centrifugal pendulum vibration absorber,CD-CPVA)。

CD-CPVA的结构如图9所示。

图9 带离心摆式吸振器的离合器从动盘

CD-CPVA的结构主要由传统离合器从动盘和离心摆式吸振器2个部分构成。CPVA通过螺栓连接到从动盘上,并且在从动盘上开有弧形槽,使得离心摆可以在弧形槽内摆动,起到吸振的作用。设计CD-CPVA面临的主要挑战在于要在离合器从动盘有限的空间内尽可能多地容纳离心摆质量,同时还要使惯量矩的增加达到最小。经过工程师们的不懈努力,通过对CPVA不断优化,LuK公司最终找到了最佳的解决方案,完成了CD-CPVA[47]。实际测试显示,CD-CPVA的减振性能介于CTD和DMF之间,在使用CTD无法满足减振需求时,相比于价格更高的DMF,CD-CPVA是一个很好的低成本替代方案。

5.4 3种减振器的比较

文献[62]对CTD、DMF、CD-CPVA 3种减振器的性能进行了对比,对比结果如图10所示[62]。

从图10可以看出,由于DMF的初级飞轮质量比传统飞轮轻,导致安装DMF的发动机曲轴端转动惯量较低,以至于安装DMF的发动机不论是在转速波动还是在角加速度上都要高于安装传统飞轮的发动机。

在隔离振动方面,从图10可以明显看出DMF效果最好,CTD的隔振效果最差,CD-CPVA介于两者之间,甚至在高转速下CD-CPVA的隔振效果要优于DMF。

为了更加全面地对3种减振器进行评价,本文从隔振性能、制造成本、抑制噪音、发动机的不规则性、6挡最低可行速度、变速器输入轴惯量等6个方面进行了打分,并绘制了3种减振器的性能评价图,如图11所示。

图10 CTD、DMF、CD-CPVA 3种减振器的性能对比

从图11可以看出,DMF的综合性能高于其他2种减速器,然而高性能的代价是较高的制造成本;CTD虽然在综合性能上低于其他2种减振器,然而它的制造成本也是最低的;CD-CPVA综合性能介于其他两者之间,制造成本也同样介于两者之间,因此CD-CPVA兼顾了制造成本与综合性能,对各项性能有较高要求而又要考虑制造成本时,CD-CPVA是较好的选择。

图11 3种减振器各项性能评价图

6 结 论

本文介绍了大量的国内外相关文献,针对汽车动力传动系统的振动问题,研究了汽车传动系统振动问题产生的原因、振动的表现形式及国内外对传动系统减振技术的研究现状,提出了汽车传动系统减振技术的一般研究过程;分析了汽车传动系统模型的建立过程,介绍了建模过程中常用的动力学模型及数学模型,并着重讨论了汽车传动系统建模中常用的集中质量模型和分布质量模型;针对减振器在降低汽车传动系统扭转振动方面的作用,对离合器从动盘式扭转减振器、双质量飞轮以及带离心摆式吸振器的离合器从动盘作了重点介绍,并对3种减振器的综合性能进行了对比分析。