某双质量飞轮性能对DCT传动系扭振特性的影响研究

0 前言

随着汽车动力总成要求轻量化、小型化需求日益突出，三缸发动机在汽车动力总成中应用越来越普遍，但在提高燃油经济性和减少成本的同时，三缸机由于本身不平衡特性造成了扭矩波动更大，从而使得传动系统的NVH特别是Rattle(嘎嘎声)和 Clonk(叮当声)等扭振问题更加明显。我司某新开发的DCT和某涡轮增压的三缸机匹配，由于DCT对敲击比较敏感，因此如果要确保DCT不发生敲击，就必须控制DCT输入端的转速波动。由于和DCT匹配的为带涡轮增压的三缸机，因此选择双质量飞轮(DMF)作为传动系的减振元件，以将发动机激励衰减至DCT允许的程度。双质量飞轮作为解决传动系统扭振问题，如Rattle(嘎嘎声)的有效措施，也是今后传动系常用或者标配的减振元件，十分有必要对双质量飞轮(DMF)及性能参数对扭振特性的影响进行研究，以便可以为后续DCT和混合动力变速器开发奠定基础。基于以上原因，本文对双质量飞轮(DMF)性能参数对扭振特性的影响进行初步研究。

1 双质量飞轮(DMF)基本构造及隔振原理

1.1 双质量飞轮(DMF)基本介绍构造

双质量飞轮结构有很多种，如周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮、轴向短弹簧双质量飞轮、离心摆式双质量飞轮等。由于与我司开发的DCT相匹配的是周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮，因此本文只对周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮结构进行介绍[1]，其基本结构如图1所示，周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮主要由第一飞轮、第二飞轮、弧形弹簧、传力板、启动齿圈等构成。

双质量飞轮关键性能参数主要有：主动飞轮和次级飞轮惯量及其惯量分配、刚度特性、阻尼特性。周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮阻尼由两部分构成，1)基本阻尼：由主动和从动飞轮摩擦产生的迟滞阻尼，2)动态阻尼：在高速运转下由于离心力的作用下弧形弹簧与飞轮表面产生的摩擦，由于速度不一样离心力也不一样，导致摩擦力也不一样，从而该阻尼将会随着速度的不同而不同，因此被称为动态阻尼。

图1 周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮结构图

Fig.1 Structural chart of double mass flywheel with circumferential long arc spiral spring

1.2 双质量飞轮(DMF)隔振原理

相比传统离合器扭转减振器，DMF可以将弹性元件和阻尼元件布置在较大的空间里，因此可以将扭转减振器设计成小刚度和大转角，同时可以基于传动系统实际情况对阻尼元件进行合理设计[2]，从而起到良好的减振作用。另外，由于DMF扭转刚度很小，并且将原来的飞轮一分为二使得飞轮惯量增加，从而传动系的二阶扭转频率大大减低，如DMF和传动系匹配合理，通常可以将传动系二阶固有频率降低到怠速以下，因此在常用转速范围内将不会发生共振，从而出现扭振问题特别是敲击的可能小大大减小。

传统离合器扭转减振器和DMF传动系隔振效果如图2所示，可知传统离合器扭转减振器传动系在常用转速范围内存在共振，而DMF传动系统没有出现共振，并且在低速范围内依然可以将发动机扭振进行有效衰减。导致这种现象的发生主要原因为：DMF 扭转刚度很小，将系统的二阶扭转模态降低到怠速以下，从而在常用转速范围内隔振效果较传统离合器扭转减振器大大改善。

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图2 传统离合器扭转减振器和DMF隔振效果

Fig.2 Traditional clutch torsional vibration damper and DMF vibration isolation effect

2 匹配某DMF的DCT传动系扭振仿真模型建立

2.1 研究对象

我司开发的DCT匹配某乘用车，搭载1.0T的三缸发动机，减振元件为周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮，传动系统布置形式为前置前驱。

2.2 建模方法

5)相邻两质量之间的连接轴，按照连接轴的弹性计算刚度，作为集中质量间的当量刚度。

4)所有激励力矩、阻力力矩只作用在惯性元件上；

实施乡村振兴战略，如何固本强基是关键之策。必须健全乡村治理体系，以更高标准提高乡村文明程度，大力推进“一懂二爱”人才队伍建设，健全 “三治结合”的乡村治理体系。

模态分析结果符合理论和工程经验，因此所建立扭振模态正确，可以用于后续仿真分析。六档和七档工况下，模态频率分别为23.3 Hz和26.2 Hz，所对应的共振转速分别为932RPM和1048RPM(三缸机主阶为1.5阶)，共振转速略高，低速时可能存在扭振问题如Rattle(嘎嘎声)。对于匹配DCT的传动系统，尽管可以通过标定来解决很多扭振问题，但在设计之初同样有必要从传动系匹配角度出发预防潜在的NVH问题，因此本文从DMF扭转刚度、第一飞轮和第二飞轮惯量角度出发来降低六档和七档扭转频率。

抽象而有序的思维形式是逻辑、有序的，对数学文字语言非常敏感，而且善于阅读，能抓住关键点和重要的细节，分析问题有条理[28]，但它易受思维定势的消极影响，导致思维固化情况，容易产生发散思维疑难．发散思维是指从同一材料探求不同答案的思维过程，思维发散于不同的方向，即从不同的方向进行思考．发散思维疑难的表现有两个方面：第一，思维发散的方向少，不能称为“散”，这是思维的宽广度不够，对待问题不能多角度、多方位、多层次地探求解题思路与方法[29]；第二，思维发散的通道不畅，散而不精，这是思维的深度不够．对待问题具有丰富的“常规”经验，能按逻辑顺序按部就班展开思维，但不容易高效选择最优化策略解决问题．

DMF第一飞轮、第二飞轮设计惯量分别为0.087 kg·m2、0.027 kg·m2，现将第一飞轮和第二飞轮惯量更改为0.067 kg·m2、0.047 kg·m2。更改前后六档和七档扭转模态如表4所示，分析结果表明：减小第一飞轮惯量，加大第二飞轮惯量能够有效降低传动系二阶扭转模态。当然，第一飞轮惯量减小可能会导致曲轴的扭振恶化，因此需要综合考虑合理设计第一、第二飞轮的转动惯量。

1)将齿轮系统的齿轮和负载惯量盘看成是绝对刚性的圆盘，彼此之间由无质量的具有扭转刚度的弹簧连接；

结合以前工程经验以及国内外关于扭转振动建模研究结果，本文采用集中质量-离散化建模方法，即将实际的传动系统简化为一系列的集中质量，集中质量之间由无质量的扭转弹簧连接起来，并根据实际情况设置相应的阻尼。该方法已经被验证并广泛应用于扭转振动分析，并在实际使用过程中形成了以下简化原则[3]：

2.2 某DCT传动系扭振仿真分析模型建立

2.3.1 关键参数

模型中使用的发动机缸压如图3所示，关键惯量、刚度、阻尼参数如表1所示。

图3 发动机缸压

Fig.3 Engine cylinder pressure

2.3.2 仿真模型

对症下药：过来人的建议是忍耐，并主动分担家务。分担后，还要平心静气接受挑剔的检查并及时修正，避免发生“她不满意、亲自又做一遍”的情况，否则一切付出归零。

本文选用AMESIM软件建立匹配DMF的DCT传动系扭振仿振模型。AMESIM作为多学科领域复杂系统建模仿真平台，可以应用于解决传动系如Rattle(嘎嘎声)和 Clonk(叮当声)等扭振问题，也可以应用于DMF匹配工作，AMESIM是汽车传动系统扭振和敲击仿真分析常用的CAE软件。基于整个传动系统设计参数，在AMESIM环境中所建立的传动系统转仿真模型如图4所示：

表1 关键惯量、刚度、阻尼参数

Table 1 The parameters of inertia、stiffness and damping

转动惯量/kg·m2扭转刚度/Nm/°曲轴0.014第一飞轮0.087第二飞轮0.027离合器主动部分0.028奇数档从动盘0.004偶数档从动盘0.001一档从动齿0.002845二档从动齿0.001310三档从动齿0.000880四档从动齿0.000822五档从动齿0.000668六档从动齿0.000290七档从动齿0.000215倒档从动齿0.001888车轮0.78DMF3.24左半轴77右半轴87DMF迟滞阻尼/Nm8轮胎半径/m0.308整车质量/kg1235

图4 AMESIM扭振模型

Fig.4 AMESIM torsional vibration model

3 双质量飞轮(DMF)性能参数对扭转模态的影响

扭转模态是扭振特性的关键指标，与系统响应直接相关，而DMF的重要作用就是降低传动系二阶扭转模态至怠速以下，从而避免传动系统在常用转速范围内发生共振，产生Rattle(嘎嘎声)等扭振问题[4]，因此在进行任何扭振响应分析前必须对传动系扭转模态进行分析，也有必要对DMF性能参数对扭转模态的影响进行研究。

3.1 DMF设计参数下传动系统扭转模态仿真结果

匹配DMF传动系扭转自由模态如表2所示，二档工况下模态振型如图5～7所示。

表2 模态频率

Table 2 Modal frequency

档位一阶二阶三阶频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPMGear_12.610411.54601536120Gear_23.714812.5500153.76148Gear_34.718813.75481546160Gear_45.622416.8672154.16164Gear_5624018.9756154.16164Gear_66.325223.3932154.16164Gear_76.526026.21048154.16164

图5 一阶模态-半轴模态

Fig.5 First order mode-semi axis mode

图6 二阶模态-DMF模态

Fig.6 Second order mode-DMF mode

图7 三阶模态-半轴局部模态

Fig.7 Third order mode-half axis local mode

扭转模态频率和振型分析结果表明，出现了车辆传动系扭转模态前三阶典型模态，现解释如下：

1)第一阶模态为半轴模态(系统模态)，频率范围在2.6 Hz～6.5 Hz，可能会导致Shuffle(耸车)问题；

2)第二阶模态为DMF模态(系统模态)，频率范围在11.5 Hz～26.2 Hz，也正是DMF的使用，使得传动系扭转模态大大降低，降低了在常用转速范围内出现扭振问题如rattle的可能性；

DMF扭转刚度设计值为3.24 Nm/°，现将扭转刚度减小20%。更改前后六档和七档扭转模态如表3所示，可知DMF扭转刚度减小有利于减低系统扭转模态，但由于DMF设计扭转刚度已经很小了，所以扭转刚度减小对扭转模态的影响相对较小。

3)第三阶模态为半轴模态(局部模态)，基本在154 Hz左右，可能在高速导致Booming(低沉的嗡嗡)问题。

2)转动惯量较大且集中的部件如齿轮看成是惯性元件，转动惯量较小且分散的部件如齿轮轴看成是弹性轴；

3.2 DMF扭转刚度对系统扭转模态的影响

近年来，阻燃剂产业迎来高速发展，其产量增长显著。早在2003年，全球范围内阻燃剂的使用量便已突破百万吨大关，几乎赶上当时增塑剂的使用量，一跃成为第二大塑料助剂，并且从2003年开始，阻燃剂市场呈稳步增长趋势。2013年，全球范围内的阻燃剂使用量达到195万t，同年国内阻燃剂使用量为30万t，其中塑料用阻燃剂消费量占80% [6]。

表3 DMF扭转刚度对模态的影响

Table 3 Thw influence of DMF torsional stiffness on modal

档位扭转刚度/Nm/°一阶二阶三阶频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPMGear_6Gear_73.246.325223.3932154.161642.595.722823920154.161643.246.526026.21048154.161642.595.8232261040154.16164

3.3 DMF第一、第二飞轮惯量对扭转模态的影响

3)相邻两质量之间的连接轴的转动惯量，平分到两个质量集中点上，如将负载和空套齿轮副主动齿轮间的轴的转动惯量平均分配到两端齿轮简化的集中质量上；

首先，高校的校园建筑、校园道路、校园景观、校史馆、图书馆、宣传栏等都可以体现闽东元素。比如：学校的宣传栏可以考虑增设“闽东之光”专栏，形成闽东特色文化教育的线下阵地，营造出较好的宣传环境氛围；校园道路、标志性建筑的命名，也可以和闽东特色文化相结合，使闽东特色文化无处不在；校史馆、图书馆的墙体布置可以重现历史画面，让闽东特色文化触手可及；同时，校园景观还可与“闽东精神”相结合，打造出“滴水穿石”“弱鸟先飞”的造型。

表4 第一、第二飞轮惯量对扭转模态的影响

Table 4 The influence of the first and second flywheelinertia on the torsional mode

档位飞轮转动惯量/kg·m2一阶二阶三阶频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPM频率/Hz对应转速/RPMGear_6Gear_7第一飞轮:0.087第二飞轮:0.0276.325223.3932154.16164第一飞轮:0.067第二飞轮:0.047728020.7828154.16164第一飞轮:0.087第二飞轮:0.0276.526026.21048154.16164第一飞轮:0.067第二飞轮:0.0477.228823.5940154.16164

4 双质量飞轮(DMF)性能参数对扭振响应的影响

对传动系扭转进行研究和控制，最终需要落实到扭振响应上。传动系统设计和匹配是否合理，最终是通过系统扭振响应是否合理来作为评价指标的。如果系统扭振水平超出了传动系可允许的程度，这必然导致很多扭振问题如Rattle(嘎嘎声)和 Clonk(叮当声)等[5, 6]，因此必须对发动机激励下传动系统扭振响应进行研究与分析。本文首先以DMF设计参数下扭振影响进行仿真分析，然后研究DMF性能参数对扭振响应的影响。

4.1 DMF设计参数下传动系扭振响应仿真分析结果

DMF设计参数下三、六、七档第一飞轮、第二飞轮1.5阶速度和角加速度仿真结果如图8～13所示，由仿真结果可知，共振转速和扭转模态对应良好，如六档共振转速为916.2RPM，对应的共振频率为22.9 Hz，而上文扭转模态分析可知6档模态为23.3 Hz，相差不到1.7%。DMF在低档位如三档工况可以起到很好的减振作用，但高档位如六档和七档工况DMF在低转速区间振性能较差，可能会在实车中导致一些扭振问题[7]。针对这种情况，现以六档为例，研究DMF性能参数对减振性能的影响。

图8 三档1.5阶飞轮角速度

Fig.8 hree-speed 1.5-step flywheel angular velocity

图9 六档1.5阶飞轮角速度

Fig.9 Six-speed 1.5-step flywheel angular velocity

图10 七档1.5阶飞轮角速度

Fig.10 Seven-speed 1.5-step flywheel angular velocity

图11 三档1.5阶飞轮角加速度

Fig.11 3-speed 1.5-step flywheel angular acceleration

图12 六档1.5阶飞轮角加速度

Fig.12 6-speed 1.5-step flywheel angular acceleration

图13 七档1.5阶飞轮角加速

Fig.13 7-speed 1.5-step flywheel angular acceleration

4.2 DMF扭转刚度对传动系扭振响应的影响

DMF扭转刚度设计值为3.24 Nm/°，现将扭转刚度减小20%。更改前后六档第一飞轮、第二飞轮端1.5阶角速度和角加速度仿真结果如图14～15所示，由仿真结果可知，减小DMF扭转刚度，DMF减振性能得到改善，同时共振转速略有降低，和模态分析结果相一致。但可能由于DMF扭转刚度已经很小了，刚度减小20%后改善效果不是很明显。

图14 不同扭转刚度下飞轮端角速度

Fig.14 Flywheel end angular velocity under

different torsional stiffness

4.3 DMF飞轮惯量对传动系扭振响应的影响

DMF第一飞轮、第二飞轮设计惯量分别为0.087 kg·m2、0.027 kg·m2，现将第一飞轮和第二飞轮惯量更改为0.067 kg·m2、0.047 kg·m2。更改前后六档第一飞轮、第二飞轮端1.5阶角速度和角加速度仿真结果如图16～17所示，由仿真结果可知，减小第一飞轮惯量、增加第二飞轮惯量减振性能改善明显，同时共振转速也向低速推移，有利于消除潜在的扭振问题。

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5 总结

本文以某开发阶段的DCT传动系为研究对象，在AMESIM环境中建立整个传动系扭振仿真CAE模型。文中介绍了DMF基本结构和减振原理，对DCT传动系扭振模态和响应进行了仿真分析，在此基础上重点分析了DMF性能参数对减振性能的影响。主要结论如下：

图15 不同扭转刚度下飞轮端角加速度

Fig.15 Flywheel end angular velocity under different torsional stiffness

图16 不同扭转刚度下飞轮端角速度

Fig.16 Flywheel end angular velocity under different torsional stiffness

图17 不同扭转刚度下飞轮端角速度

Fig.17 Flywheel end angular velocity under different torsional stiffness

1)减小DMF扭转刚度可以减小传动系二阶扭转模态，并改善DMF的减振性能；

2)减小第一飞轮惯量、增大第二飞轮惯量可以减小扭转模态，并且减振性能改善同样非常明显；

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3)在设计开发初级，需要对DMF减振参数进行合理的设计，确保传动系二阶扭转模态合理，常用转速方位内不会发生共振，整个传动系不会发生嘎嘎声等扭振问题。

参考文献

[1] Alexander Fidlin, Roland Seebacher. DMF simulation techniques-Finding the needle in the haystack[C]. 8th Luk Symposium , 2006: 55～71.

[2] 李伟. 汽车传动系用双质量飞轮的及扭振隔振特性研究[D]. 吉林大学, 2009.

[3] 何煦. 某型轿车传动系统扭转振动的研究[D]. 上海交通大学大学, 2008.

[4] 廖连莹, 李新文. 混合动力电动汽车减振降噪技术研究 [J]. 汽车科技, 2012(4): 67-71.

[5] GOVINDSWAMY K, WELLMANN T, EISELE G. Aspects of NVH Integration in Hybrid Vehicles [J]. 2009.

[6] 熊建强, 黄菊花. 混合动力汽车噪声和振动的分析与控制 [J]. 噪声与振动控制, 2009(5): 96-100.

[7] 王凯. 混合动力汽车传动系统扭转振动研究 [D]. 上海交通大学, 2013.