摘要：本文研究某款混合動力車輛傳動系統(tǒng)的扭振設計，包含限扭減振器的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)、關鍵參數(shù)設計、以及傳動系統(tǒng)仿真和試驗方法。首先根據(jù)發(fā)動機飛輪端輸出的最大扭矩和扭轉(zhuǎn)角加速度，及變速箱允許的最大扭轉(zhuǎn)角加速度確定限扭減振器的彈簧剛度及最大轉(zhuǎn)角等設計參數(shù)，然后根據(jù)整車傳動系統(tǒng)部件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度等參數(shù)利用Amesim進行傳動系扭振分析，最后在實車上進行NVH驗證。實車試驗結(jié)果表明限扭減振器的設計參數(shù)達到整車性能要求，仿真分析與實車驗證結(jié)果基本一致。

關鍵詞：混合動力；限扭減振器；變速箱；扭轉(zhuǎn)角加速度

混動車輛傳動系統(tǒng)由一系列具有彈性和轉(zhuǎn)動慣量的傳動軸、齒輪和離合器等組成，傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象往往對正常工作造成威脅，即發(fā)動機的工作頻率落在傳動系統(tǒng)的固有頻率附近或與其相重合?。通過對扭振模型中剛度、阻尼、激勵等參數(shù)的研究，采取有效的減振隔振等手段，以提高車輛動力傳動系統(tǒng)的性能和壽命”1。下面以某款在開發(fā)中的混合動力乘用車動力傳動系統(tǒng)為分析對象，研究扭振參數(shù)的匹配設計、仿真與試驗方法。

1 混合動力系統(tǒng)介紹

圖1為某混合動力乘用車的傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖，該車輛主要行駛工況包含駐車發(fā)電、純電驅(qū)動、串聯(lián)行駛、并聯(lián)行駛、發(fā)動機驅(qū)動、行車發(fā)電和制動能量回收等。低速起步時驅(qū)動電機驅(qū)動車輛行駛，當動力電池容量降低到某值后車輛進入串聯(lián)行駛模式啟動發(fā)動機，此時發(fā)動機發(fā)電，發(fā)電機將電能充入動力電池內(nèi)或直接驅(qū)動電機，變速箱內(nèi)部離合器斷開，驅(qū)動電機驅(qū)動車輛。當車速上升到某值或急加速時，車輛進入并聯(lián)行駛，此時變速箱內(nèi)部離合器接合，發(fā)動機和驅(qū)動電機動力耦合同時驅(qū)動車輛。當車速較高(>120km／}1)或高速巡航時發(fā)動機多余的動力可以用來發(fā)電，當車輛滑行或制動時驅(qū)動電機可當做發(fā)電機使用，回收制動能量。另外駐車時啟動發(fā)動機也可通過發(fā)電機對動力電池充電。本文主要研究該混動車輛傳動系統(tǒng)限扭減振器的參數(shù)匹配，以及當發(fā)動機運轉(zhuǎn)時限扭減振器對車輛傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動及變速箱NVH性能的影響。

2 限扭減振器介紹

圖2為限扭減振器(Torque Limiter Damper)在傳動系統(tǒng)中的安裝結(jié)構(gòu)圖，其利用碟形彈簧、摩擦片、花鍵轂等來傳遞發(fā)動機扭矩，當扭矩過載時依靠摩擦面之間打滑來防止傳動系統(tǒng)過載損壞，同時內(nèi)部安裝有弧形彈簧扭轉(zhuǎn)減振器，可以將發(fā)動機飛輪端較大的扭轉(zhuǎn)振動角加速度衰減為變速箱輸入軸處較小角加速度，保護變速箱內(nèi)部軸齒在扭轉(zhuǎn)沖擊時不受損壞，以及防止變速箱內(nèi)部空轉(zhuǎn)齒輪產(chǎn)生敲齒聲等傳動系統(tǒng)NVH問題，其內(nèi)部設置阻尼盤結(jié)構(gòu)可衰減發(fā)動機的扭轉(zhuǎn)振動并轉(zhuǎn)化成熱能耗散掉，其與普通手動擋離合器的區(qū)別在于不需要換擋時可以分離的功能。

圖3為限扭減振器的剖面圖，圖4為限扭減振器的爆炸圖，包括發(fā)動機飛輪側(cè)壓盤1，變速箱側(cè)壓盤5以及將兩個壓盤固定在一起的鉚釘6。在飛輪側(cè)壓盤1和變速箱側(cè)壓盤5之間依次裝夾有碟形彈簧2、壓盤片3以及從動盤總成4。從動盤總成4中包含第一摩擦片、波形片和第二摩擦片，與傳統(tǒng)手動擋車型離合器相似，可通過摩擦面之間的摩擦傳遞發(fā)動機扭矩，當扭矩超過傳遞極限時，通過摩擦面打滑實現(xiàn)極限扭矩的限制以保護變速箱。另外，從動盤總成中還包含有預減振和主減振機構(gòu)，總共可形成3級減振剛度，保證發(fā)動機在怠速運轉(zhuǎn)以及正常行駛等各工況時，均能起到降低傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的效果，提升車輛動力總成NVH性能。

3 限扭減振器關鍵參數(shù)設計

該混合動力乘用車整備質(zhì)量1725kg，滿載質(zhì)量2125kg，傳動系統(tǒng)發(fā)動機、驅(qū)動電機和發(fā)電機的相關設計輸人參數(shù)如表1。發(fā)動機的最大輸出扭矩為196Nm，限扭減振器通過螺栓與剛性單質(zhì)量飛輪連接，基于傳動系統(tǒng)傳扭安全性考慮需乘以1．25倍的安全系數(shù)，因此限扭減振器的最大傳遞扭矩T?=196Nm×1．25=245Nm，根據(jù)弧形彈簧的制造工藝設計該限扭減振器的最大轉(zhuǎn)角0為±25。，因此剛度值計算如下公式(1)：

發(fā)動機的飛輪端輸出扭矩波動曲線如圖5，其中橫軸為轉(zhuǎn)速，縱軸為角加速度。當變速箱輸入軸接受到的扭轉(zhuǎn)角加速度較大時，內(nèi)部的空轉(zhuǎn)齒輪對由于存在一定間隙，會造成齒輪敲擊聲，因此限扭減振器的主要功能是降低傳遞給變速箱輸入軸的扭轉(zhuǎn)波動，要求車輛在各個行駛工況下輸入給變速箱的扭轉(zhuǎn)角加速度值不得大于500 rad／s2(0一Peak值)。

4 變速箱扭振仿真分析

基于圖1的混合動力乘用車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，利用Amesim軟件建立車輛傳動系統(tǒng)扭振仿真模型91，在限扭減振器的從動盤總成中，由弧形彈簧驅(qū)動的盤轂盤等部分轉(zhuǎn)動慣量占從動盤總成轉(zhuǎn)動慣量的1／4，在建立模型時需分開處理，搭建好的仿真分析模型如圖6。圖中I為對應部分的轉(zhuǎn)動慣量，K為對應部分的剛度，零件的數(shù)字標記方式與圖1相同。L發(fā)電機表示發(fā)電機內(nèi)旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量，I一驅(qū)動電機表示驅(qū)動電機內(nèi)旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量。

在參數(shù)設置環(huán)節(jié)，各個零件的轉(zhuǎn)動慣量和剛度參數(shù)按照實際車輛參數(shù)設置，在計算轉(zhuǎn)動慣量時，僅考慮零件內(nèi)部旋轉(zhuǎn)部分的轉(zhuǎn)動慣量。在計算整車轉(zhuǎn)動l貫量時，按參考文獻H中所述方法，利用如下經(jīng)驗公式(2)來計算整車對v軸的轉(zhuǎn)動f貫量J。：

式中，m．和岫分別是汽車前后軸上的軸荷質(zhì)量，單位為kg；a和b是汽車質(zhì)心到前后軸的距離，單位為m，經(jīng)計算得出整車轉(zhuǎn)動慣量J。=3873．7Kgm2。仿真分析時的車輛實際參數(shù)設置如下表2。

部分參數(shù)在仿真開展時較難獲取，需要根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)預估，主要如下表3。根據(jù)圖5的發(fā)動機扭矩波動輸入曲線，分析在全油門工況下的系統(tǒng)扭振表現(xiàn)，即變速箱輸入軸處的扭轉(zhuǎn)角加速度波動。在設置不同的限扭減振器阻力矩下，對模型進行仿真之后的變速箱輸入軸處角加速度曲線如圖7。圖中橫軸為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，縱軸為變速箱輸入軸處角加速度0一Peak峰值，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速小于4500rpm時，變速箱輸入軸處的角加速度最大峰值不超過250 rad／s2，當轉(zhuǎn)速為5060rpm時，變速箱輸入軸處角加速度產(chǎn)生共振峰值。設置限扭減振器遲滯阻力矩大小分別為4．9Nm，9．8Nm和19．6Nm，從曲線中看出阻力矩對扭振過濾效果有反向作用，增大阻力矩將影響過濾效果，若減小阻力矩則可以增強扭振過濾效果，當遲滯阻力矩為最小值4．9Nm時，變速箱輸入軸處的共振扭矩波動最小，但此時角加速度峰值已超過600ra(1／s2，為避開此時的共振峰值區(qū)間，根據(jù)發(fā)動機額定的最高轉(zhuǎn)速為5500rpm，因此需要通過標定策略控制發(fā)動機在全油門工況下的極限轉(zhuǎn)速不超過5000rpm。

圖8為設置不同變速箱輸入軸(shm2)的阻尼，經(jīng)過仿真之后變速箱輸入軸處的角加速度波動曲線。設置變速箱輸入軸阻尼大小分別為2Nm(rad／s)，5 Nm(rad／s)和10 N一(rad／s)，從曲線中看出當輸入軸阻尼最大時，變速箱輸入軸處共振扭矩波動峰值最小(約300rad／s2)，同樣可通過標定全油門工況時發(fā)動機極限轉(zhuǎn)速低于5000rpm來避開共振區(qū)間。

5 整車NVH試驗驗證

在進行仿真分析之后，需要對實車的傳動系統(tǒng)做NvH驗證。按參考文獻[5]中所述測試方法，需采集的數(shù)據(jù)包括：發(fā)動機飛輪轉(zhuǎn)速信號，變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速信號，變速箱殼體振動加速度信號(3向)，以及駕駛員座椅導軌處的振動加速度信號(3向)和麥克風噪聲信號。利用LMS數(shù)采系統(tǒng)采集以上各通道的信號，其扭振分析模塊可在軟件內(nèi)部將測試到的轉(zhuǎn)速信號換算為角速度值，進而對時間軸求導計算出角加速度值。

具體測試工況及測試結(jié)果如表4，采用限扭減振器遲滯阻力矩為19．6Nm，變速箱輸入軸阻尼為2Nm(rad／s)的測試樣件，結(jié)果表明在該車發(fā)動機參與工作的各工況下敲齒聲主觀評分均可接受，最大的輸入軸角加速度0一Peak值為363rad／s2。

為了驗證仿真分析中限扭減振器遲滯阻力矩和變速箱輸入軸阻尼變化對變速箱輸入軸角加速度0一Peak值結(jié)果影響的正確性，采用試制9種不同狀態(tài)的樣件進行了對比試驗，試驗工況統(tǒng)一為發(fā)動機從0到5000rpm的全油門加速，試驗結(jié)果如表5，從實測數(shù)據(jù)可以看出：當變速箱輸入軸阻尼一定時，限扭減振器遲滯阻力矩越大，輸入軸角加速度0一Peak值越大；當限扭減振器遲滯阻力矩一定時，變速箱輸入軸阻尼越小，輸入軸角加速度0一Peak值越大。最后，在實車上測試了發(fā)動機啟動和停機時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速／角加速度、變速箱轉(zhuǎn)速／角加速度、限扭減振器弧形彈簧角位移及駕駛員座椅導軌處振動加速度，測試的曲線如圖9和圖10，測試結(jié)果表明該車在發(fā)動機啟動和停機工況無敲齒聲，車輛振動和噪聲在允許范圍之內(nèi)。發(fā)動機怠速發(fā)電時的轉(zhuǎn)速可通過標定軟件調(diào)整，在試驗過程中設置怠速發(fā)電轉(zhuǎn)速從900rpm到1200rpm調(diào)整，間隔轉(zhuǎn)速100rpm.

6總結(jié)

(1)本文根據(jù)某款混合動力乘用車發(fā)動機輸出的最大扭矩和扭轉(zhuǎn)角加速度，及變速箱允許最大扭轉(zhuǎn)角加速度計算確定限扭減振器的剛度及

最大轉(zhuǎn)角等關鍵參數(shù)，對零件的正向設計起到一定指導作用。

(2)根據(jù)整車傳動系統(tǒng)部件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度等參數(shù)利用Amesim軟件進行對整車傳動系統(tǒng)進行建模，同時對變速箱進行扭振分析，結(jié)果表明變速箱的扭轉(zhuǎn)角加速度在其允許范圍之內(nèi)，變速箱無敲齒聲等NvH問題產(chǎn)生。

(3)在實車上進行NVH驗證，通過傳感器和數(shù)采系統(tǒng)對所需信號進行采集和分析，實車試驗結(jié)果表明傳動系統(tǒng)扭振相關的設計參數(shù)達到性能要求，試制不同遲滯阻力矩和輸入軸阻尼參數(shù)的樣件，結(jié)果表明仿真分析與實車驗證結(jié)果基卒。致。本文對混合動力乘用車傳動系統(tǒng)的扭振系統(tǒng)參數(shù)設計、仿真模型建立、仿真分析及試驗驗證具有較好指導作用，對類似的實車項目開發(fā)具有較好的借鑒意義。

作者：袁龍，雷君，顧書東，王丹，李智

作者單位：(東風汽車集團有限公司技術(shù)中心，武漢430058)