并聯混合動力汽車扭轉減振器性能仿真分析

嚴正峰， 王尚睿， 張 波

（1.合肥工業大學，合肥 230009；2.湖北三環離合器有限公司，湖北，黃石 435000）

混合動力汽車如今已成為汽車行業發展的一個重點。良好的動力性和經濟性是用戶對其基本要求，除此之外，噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise，Vibration and Harshness，NVH）也成為評價混合動力汽車舒適性、噪聲控制水平的重要指標［1-2］?；旌蟿恿ζ嚨恼駝訂栴}從結構上可大致確定3 個激勵源：發動機、電動機及其他動力總成，其振動及噪聲問題的研究與傳統汽車相比更復雜［3］。而P2混合動力汽車因其動力系統結構與傳統汽車類似，有研發制造成本較低的優勢，被廣泛應用［4-5］。因此，有必要對P2 混合動力汽車的扭振特性及其改善方式進行研究。

混合動力汽車基本繼承了傳統汽車的扭振減振方式，也就是在傳動系中安裝扭轉減振器，很多研究人員對扭轉減振器在混合動力汽車上的應用進行了結構上的改進與減振特性的分析。宋大風等［6］研究了離合器從動盤式扭轉減振器（Clutch Torsional Damper，CTD）在混合動力汽車上的減振效果，搭建傳動系的集中質量模型，分別對離合器減振器一、二級剛度在傳動系固有頻率下的表現進行分析，但是其降低二級剛度、增大阻尼的優化方法雖然能降低共振時的振動峰值，卻導致高速工況時的振動增大。嚴正峰等［7］介紹了一種用于混合動力汽車限扭減振器的結構及工作原理，確定關鍵參數，開展限扭力矩與扭轉特性的設計及試驗研究，選用鍵合圖方法建立混合動力汽車動力總成模型，分析其減振效果，此研究為混合動力汽車傳動系減振提供了一種可參考的新方案。王歡［8］發明了一種用于P2 混合動力系統的扭轉減振器，解決了現有的動力總成軸向長度大，無法適用于一些緊湊型車輛的問題。文獻［9］提出了一種雙質量飛輪（Dual-Mass Flywheel，DMF）的結構改進方案，使雙質量飛輪可以更好地與混合動力汽車傳動系相匹配。LEE 等［10］研究了離心擺式雙質量飛輪在單軸并聯混合動力汽車上的應用，并對離心擺式雙質量飛輪的參數設計進行了分析。除此之外，ZU Qinghua等［11］提出的磁流變液雙質量飛輪是一種通過磁流變液裝置改變阻尼的扭轉減振器，為解決扭轉減振器在低速和高速工況下阻尼特性表現不同的問題提供了解決思路。綜上所述，目前在混合動力汽車傳動系扭轉減振器領域的研究已經有了很大進展，通過前人的研究可以看出，混合動力汽車傳動系減振的主要方案是在傳動系安裝CTD 和DMF；或者是安裝以CTD 和DMF 結構為基礎的其他改進型扭轉減振器，如限扭減振器、離心擺式雙質量飛輪和磁流變液雙質量飛輪。

本文提出一種具有新型結構的弧形彈簧式從動盤扭轉減振器（Clutch Torsional Damper with Arcspring，CTD-AS），并對CTD、DMF 和CTD-AS 在某款P2 混合動力汽車上的減振特性進行了研究、對比，分析了它們在典型工況下的扭轉特性，并對扭轉剛度和遲滯力矩進行了靈敏度分析。

1 P2混合動力汽車扭轉減振器結構拓撲

現有的CTD 與DMF 的產品技術都已較成熟。CTD 主要是在離合器從動盤處安裝一個彈性-阻尼裝置來改變傳動系的扭轉剛度和阻尼，但由于受到極限工作角的限制，CTD 的減振效果不佳［12］，其結構如圖1a 所示；DMF 是將傳統單飛輪結構分為兩個飛輪，并在兩個飛輪之間安裝彈簧減振器，有效地隔離了發動機曲軸的扭振，但由于其體積大，需要較大的安裝空間，其結構如圖1b所示。

圖1 CTD與DMF的結構

針對混合動力汽車傳動系統的特點，提出一種新結構CTD-AS。該結構分別由預減振彈簧、外弧形彈簧、內弧形彈簧形成的預減振、一級主減振、二級主減振的多級減振組成，其結構如圖2 所示。相對CTD 而言，CTD-AS 增大了極限工作角、降低了彈簧剛度，使動力傳輸更平穩流暢，可實現更好的汽車平順性；相對DMF而言，CTD-AS縮小了體積，節省了安裝空間。

圖2 CTD-AS結構

并聯混合動力汽車的內燃機與電機可以獨立工作，其動力系統結構基本上與傳統汽車類似［5］。本文所研究車型為電機位于離合器與變速器之間的P2構型，該構型與其可選的3 種減振結構拓撲方案如圖3所示。

圖3 P2混合動力汽車減振結構拓撲方案

2 傳動系扭振模型

為了研究混合動力汽車動力總成的扭振特性，要將其合理簡化和抽象來建立動力學模型，并根據研究需要選擇合適的建模方法。集中質量法在混合動力汽車傳動系的扭振特性研究上依然是一種比較常用的方法［13］。發動機的運動部件比較多且運動形式相對復雜，對所研究的四缸發動機的曲柄、活塞、連桿等運動部件進行等效轉動慣量計算，可將其簡化為一個慣性元件。

在本研究中，根據P2 混合動力汽車傳動系進行構型并對其構建8 自由度動力學集中質量模型，如圖4 所示。其中，J1為發動機等效轉動慣量；J2為扭轉減振器主動部分等效轉動慣量；J3為扭轉減振器從動部分等效轉動慣量；J4為電機轉子轉動慣量；J5為CVT主動錐輪轉動慣量；J6為CVT從動錐輪轉動慣量；J7為主減速器及差速器等效轉動慣量；J8為車輪及整車等效轉動慣量。

圖4 P2混合動力8自由度動力學模型

根據8 自由度動力學模型，可寫出矩陣形式的動力學方程為：

當傳動系安裝不同扭轉減振器時，J2、J3、C2、K2分別對應不同的參數，它們在CTD、DMF 與CTD-AS中分別對應的具體參數見表1。

表1 各扭轉減振器對應的模型參數

本研究所用車型為某款P2混合動力SUV 車型，其關鍵參數見表2。

表2 研究車型關鍵參數

扭轉減振器的扭轉剛度是決定其減振性能的關鍵參數，在已知發動機最大輸出轉矩的情況下，可根據以下方法［14］確定扭轉減振器的扭轉剛度，如式（7）～（8）所示。

式中：Tc為離合器最大靜摩擦力矩；Te為發動機轉矩；β為離合器后備系數，根據其取值要求［14］，此處取1.3；K2為扭轉減振器扭轉剛度；φ為扭轉減振器工作角度。

為了分析扭轉減振器扭轉剛度K2對其減振性能的影響，可將扭轉減振器簡化為僅包含扭轉減振器主動部分與扭轉減振器從動部分的2 自由度模型。扭轉減振器K2的取值會影響系統固有頻率fc的值，fc按2自由度系統可由式（9）［15］求得。

由式（9）可知，K2取值越小，fc越小，因此在設計扭轉減振器時，應盡量設計較小的剛度值，但考慮到結構及空間尺寸的約束，在保證扭轉減振器轉矩容量的基礎上，剛度取值不能取得太小。

根據扭轉減振器設計的理論要求［15］及產品系列數據，取CTD 和DMF 的工作角范圍分別為7.0°～22.5°和40.0°～72.0°，據性能參數計算公式，考慮空間限制，取CTD-AS 的工作角范圍為10.5°～43.0°，進而可得到它們的扭轉剛度取值范圍分別為11.0～37.0 Nm/（°）、3.6～6.5 Nm/（°）、6.0～25.0 Nm/（°）。

另外，遲滯力矩Th也是扭轉減振器的一個關鍵參數，其設計方法［15］如式（10）所示。

因此，可求得遲滯力矩的取值范圍是12.0～34.0 Nm，動力學模型中的扭轉減振器阻尼C2可根據所取的遲滯力矩用以下方法來確定，如式（11）所示。

式中：ω為傳動軸角速度。

根據以上設計方法，以及所選某款P2 混合動力SUV 車型數據，對存在速比的部件進行當量轉化，最后整理得出動力學方程中的參數，見表3。

表3 動力學模型參數

根據動力學模型參數，采用AMESim 軟件搭建P2混合動力汽車傳動系仿真模型，并用此模型進行后續仿真分析。

3 扭轉減振器減振特性仿真分析

混合動力汽車在模式切換的過程中，發動機被電機啟動時會帶來傳動系的劇烈扭振［16］，此外，發動機和電機這兩個激勵源共同參與的混合驅動急加速過程也可能會帶來傳動系的劇烈扭振。因此，為了研究混合動力汽車傳動系在行駛過程中，電機啟動發動機以及混合驅動急加速的扭振特性，本節針對分別安裝CTD、DMF 和CTD-AS 的P2 混合動力車型在電機啟動發動機工況及混合驅動急加速工況下的表現進行了仿真研究。

3.1 電機啟動發動機工況

對于混合動力汽車而言，電機啟動發動機的過程，需要扭轉減振器能很好地抑制傳動系的扭振，同時又要在較短的時間內快速啟動發動機。因此，在設計CTD-AS 的過程中，嘗試取較小的扭轉剛度和轉動慣量來滿足此要求。分別安裝CTD、DMF和CTD-AS的P2混合動力車型在電機啟動發動機工況下的扭振仿真結果如圖5～7所示。

圖5 CTD-電機啟動發動機工況

圖6 DMF-電機啟動發動機工況

圖7 CTD-AS-電機啟動發動機工況

結果表明，當該車型安裝DMF 時，發動機啟動過程需要0.9 s 左右，而安裝CTD 與CTD-AS 時，發動機的啟動過程僅在0.5 s內就能完成，大約縮短了一半時間。在減振性能方面，DMF 在發動機啟動過程中變速箱器端傳動軸振動幅度較大，但是在發動機啟動完成后，DMF 的減振效果最好；CTD的減振效果相對較差；而CTD-AS 既能在發動機啟動過程中有效抑制變速器端的扭振，又能在啟動完成后有良好的減振效果。這與它們的扭轉剛度取值是對應的，也證明了較低的扭轉剛度對扭轉減振器的減振性能提升是有利的。具體仿真結果見表4。

表4 電機啟動發動機工況下變速器端傳動軸扭振表現

3.2 混合驅動急加速工況

混合驅動急加速工況同樣是混合動力汽車行駛過程中汽車扭振表現較差的工況。分別安裝CTD、DMF 和CTD-AS 的P2 混合動力車型在混合驅動急加速工況下的扭振表現仿真結果如圖8～10所示。

圖8 CTD-混合驅動急加速工況

圖9 DMF-混合驅動急加速工況

圖10 CTD-AS-混合驅動急加速工況

結果表明，在混合驅動急加速工況下，DMF的減振性能最好，能使變速器端傳動軸的轉速波幅降至343 r/min，角加速度降至3375 rad/s2，CTD-AS減振性能次之，CTD的減振性能最差。具體仿真結果見表5。

表5 混合驅動急加速工況下變速箱端傳動軸扭振表現

4 扭轉減振器參數靈敏度仿真分析

扭轉減振器的參數設計會影響到扭轉減振器的減振性能，因此有必要對其關鍵參數的設計進行研究。本文選取扭轉減振器的扭轉剛度和遲滯力矩這2 個參數作為研究的對象，并綜合考慮混合動力汽車的行駛特點，決定在混合驅動行駛工況下進行仿真分析。

4.1 扭轉剛度靈敏度分析

根據式（7）～（8）所求出的扭轉剛度設計范圍，確定了CTD、DMF 和CTD-AS 的第1 組扭轉剛度，其中CTD 的一、二級剛度分別為K11=11 Nm/（°），K12=37 Nm/（°）；DMF 的一、二級剛度分別為K21=3.6 Nm/（°），K22=6.5 Nm/（°）；CTD-AS 的一、二級剛度分別為K31=6 Nm/（°），K32=25 Nm/（°）。再分別對CTD、DMF 和CTD-AS 另取兩組扭轉剛度，對它們在不同扭轉剛度下的減振特性進行分析對比。此次仿真在混合驅動工況下進行，其結果如圖11～13所示。

圖11 CTD-扭轉剛度

圖12 DMF-扭轉剛度

圖13 CTD-AS-扭轉剛度

結果表明，在混合驅動行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與扭轉剛度大小呈負相關，扭轉剛度取值越小，減振效果越好。具體仿真結果見表6。

表6 扭轉減振器不同扭轉剛度下變速器端傳動軸扭振表現

4.2 遲滯力矩靈敏度分析

根據式（10）所求出的遲滯力矩設計范圍確定了第1 組遲滯力矩為12 Nm，再取另外兩組遲滯力矩23 Nm 和34 Nm，對這3 種扭轉減振器在不同遲滯力矩下的減振特性進行分析對比。此次仿真在混合驅動工況下進行，其結果如圖14～16所示。

圖14 CTD-遲滯力矩

圖15 DMF-遲滯力矩

圖16 CTD-AS-遲滯力矩

結果表明，在混合驅動行駛工況下，這3 種扭轉減振器的減振效果與遲滯力矩大小呈負相關，遲滯力矩取值越小，減振效果越好。具體仿真結果見表7。

表7 扭轉減振器不同遲滯力矩下變速器端傳動軸扭振表現

5 結論

本文主要研究了CTD、DMF 和CTD-AS 在P2混合動力汽車行駛過程中的電機啟動發動機工況和混合驅動急加速工況下的減振特性。此外，還對以上3 種扭轉減振器的扭轉剛度和遲滯力矩進行了靈敏度分析，得出以下結論。

1）在電機啟動發動機工況中，CTD-AS不僅表現出良好的減振特性，還能有效縮短啟動時間。

2）在混合驅動急加速工況中，DMF 表現出最好的減振特性，CTD 的減振效果相對較差，CTDAS所表現出的減振特性居于另外兩者之間。

3）在混合驅動行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與扭轉剛度大小呈負相關，扭轉剛度取值越小，減振效果越好。

4）在混合驅動行駛工況下，這3 種減振器的減振效果與遲滯力矩大小呈負相關，遲滯力矩取值越小，減振效果越好。

綜上所述，本文提出了CTD-AS 作為一種新的混合動力汽車傳動系減振方案，在電機啟動發動機工況中，其不僅能有效抑制扭振，還能有效縮短發動機啟動時間；在混合驅動急加速工況中，CTDAS 的減振性能雖然不如DMF，卻優于CTD。此外，本文在扭轉剛度、遲滯力矩靈敏度分析的研究中所得出的結論能為混合動力汽車扭轉減振器參數設計提供參考。