朱天答 张明旭

摘 要：离合器从动盘扭转减振器参数的选取与汽车振动和噪声（NVH）密切相关。如选取合理，会使传动系各使用工况运转平稳，提高整车的操纵性和舒适性。本文从实验技术路线入手，对怠速异响影响因素研究，通过仿真及试验研究使离合器的设计更加主动，以期降低研发成本、减少市场故障率、提升整车品质。

关键词：离合器;扭转特性;怠速异响

对于柴油车型，在整车设计阶段对离合器减振参数进行优化设计时主要从怠速工况和驱动工况两方面考虑，怠速工况时发动机转速不均匀变化导致常啮合齿轮之间产生敲击现象，从而产生怠速异响，驱动工况时当传动系统的某一固有频率和激振力矩某些量的频率重合，就会产生共振现象。如果离合器从动盘扭转减振器的各级扭转减振器参数进行合理选取，就会消除怠速异响，避免共振现象的发生。

1 实验技术路线

依据某多用途货车传动系统的结构特点，对其传动系统进行合理简化建立传动系统等效模型，结合传动系等效模型和动力学方程开发仿真程序，研究扭转减振器主要参数对传动系统扭振的影响，经过仿真分析获取最优扭转减振器参数，再制定道路实车试验方案，结合实验结果与仿真结果对仿真模型进行验证。

依据怠速异响产生的原理，建立传动系统简化模型，并依据简化模型和怠速异响理论方程编写仿真程序，之后做相关试验获取模型参数，然后在仿真程序里对怠速异响影响较大的因素进行优化设计，获得最优的扭转减振器参数。然后制定怠速异响试验方案，对试验结果与仿真结果进行对比分析，之后依据试验结果对仿真模型进行改进完善。技术路线如图1所示。

根据某多用途货车传动系统特点和动力学方程建立扭转振动仿真模型，以实测发动机转速波动为模型输入信号，进行强迫振动分析，求解各工况各挡位在发动机的转速波动激励下的系统响应，对离合器减振器扭矩和扭转角时域分析结果进行FFT变换得到其扭转角频谱图、加速度频谱图和扭矩频谱图，然后选择波动节点进行线性分析，之后再根据线性分析结果获取系统的特征值，最后分析出系统的共振频率。将理论研究与试验结果进行对比分析，修正参数并改进完善模型。技术路线如图2所示。

2 传动系统怠速特性仿真及试验研究

2.1 怠速异响简化模型

柴油车产生怠速异响的原理是怠速时发动机飞轮转速不稳定，飞轮旋转时存在的波动会通过离合器传递到变速器，从而导致在变速器输入轴和中间轴的常啮合齿轮之间产生敲击现象。简化两自由度非線性当量力学模型如图3。

在建立的怠速异响等效模型中，发动机飞轮的转速波动率是怠速异响振动系统的激励输入。离合器从动盘在系统中起衰减振动的作用。其参数选取是否合适，直接影响怠速异响的衰减效果，是重点研究对象。变速箱是常啮合齿敲击是怠速异响产生的声源。

2.2 怠速异响影响因素研究

（1）发动机转速及波动率。无论冷车还是热车工况，发动机飞轮转速波动率增大，怠速异响有增大趋势。若发动机飞轮转速波动率不变，随着发动机转速的增高，怠速异响会增加[3]。

（2）减振器怠速级刚度。怠速级刚度对怠速异响的影响跟怠速级滞后值密切相关：①如果选择比较大的滞后值，通常情况下，热车时的怠速异响会加剧;②如果选取比较小的滞后值和刚度值，一般情况下，冷车时比热车产生更大的怠速异响;③如果选择比较小的滞后值，然而此时刚度比较大，相对于冷车来说，热车工况时的怠速噪音会变大。

（3）减振器怠速级滞后值。在扭转刚度不同的情况下，怠速异响会随怠速级滞后值的增大而增大。然而，当怠速级滞后值过小时，怠速异响也会增强。

（4）变速器油液阻尼力矩。变速箱油液阻尼力矩与怠速异响的关系受离合器参数的影响，当怠速级刚度值和滞后值不同时，冷热车时的变化较大，因此设计离合器扭转特性时，需要综合考虑冷热车两种工况。

（5）变速器常啮合齿轮间隙。变速器常啮合齿轮间隙的选取与怠速异响的关系也受怠速级刚度和怠速级滞后值的影响变化，总体来说随着怠速级刚度和怠速级滞后值的变化，怠速异响不会有明显的变化。

3 传动系统扭振特性仿真及试验研究

3.1 传动系统简化模型

本论文使用的是集中质量模型，即将传动系统简化成一个由无质量的弹性轴、无质量的阻尼器以及无弹性和阻尼的惯性质量圆盘组成的当量离散系统。当第二级扭转刚度取值介于15～18N·m/°之间，第二级滞后阻尼力矩取值为35～45N·m之间时，共振峰处角加速度传递率明显降低，即离合器的减振效果变好。为此设计两套不同扭转减振器参数的离合器，优化之前第二级滞后阻尼力矩为15N·m，第二级扭转刚度取为45N·m/°，优化之后第二级滞后阻尼力矩为35N·m，第二级扭转刚度取为18N·m/°，再从整个测试转速范围内的转速峰峰值和角加速度值衰减情况，来验证两套离合器的减振效果。

仿真验证结果如下：

（1）以未经滤波处理的飞轮转速信号作为输入，仿真验证结果及结论。优化后的离合器在转速峰峰值衰减率都优于优化前离合器，同时优化后离合器的角加速度的传递率都优于优化前的离合器。即优化之后的离合器衰减效果强于优化之前的离合器。

（2）对输入信号进行二阶次滤波的仿真结果。优化前的离合器在1-3挡角加速度基本未衰减，而优化前的离合器在4-6挡转速的峰峰值有一定衰减;优化后的离合器1-3挡转速峰峰值衰减量小，基本未衰减，4-6挡转速的峰峰值衰减量较大。优化后的离合器明显好于优化前的离合器。

3.2 道路实车试验

本试验所用的扭振测试系统由扭振测量装置和数据采集装置两部分构成。扭振测量装置由测速齿盘、速度传感器和数据线三部分构成，数据采集装置即LMS Test.Lab数据采集系统。分别在发动机飞轮、变速箱输入轴、变速箱输出轴布置测点。如图4。

分析结果如下：

（1）通过比较在共振转速下，变速箱输入点的振动峰值与发动机输出点振动峰值的差值，得知二驱车满载、半载和空载三种工况下，优化后离合器的振动衰减效果明显优于优化前的离合器，其中满载工况在4、5、6挡衰减效果最为明显，半载工况在3、4、5、6挡衰减效果最为明显，空载工况在各挡位衰减效果均很明显。

（2）通过比较传动系统各测点所达到的最大振幅与发动机输出点的振幅差值，发现优化后离合器的振动衰减效果明显优于优化前的离合器，其中满载工况在4、5、6挡振幅下降最为明显，半载工况在3、4、5、6挡振幅下降最为明显，空载工况在各挡位振幅下降均很明显。

通过比较各阶次共振发生的位置，发现离合器优化后，在二驱车各工况共振转速变化明显，各挡位共振转速均比优化前的离合器明显降低。

4 结论

柴油车常常出现怠速异响与传动系统扭振，合理选择离合器从动盘扭转减振器的各级扭转减振器参数，就会消除怠速异响，避免共振现象的发生。国内离合器设计较多地采用“仿制开发+后期整改”的技术路线，缺少理论指导和方便有效的研究工具。相关行业工作者必须深入研究柴油车怠速异响和传动系统扭振这两个常见的问题，进而达到获得离合器扭转减振器参数科学匹配方法、降低匹配成本、提升整车品质的目标。

参考文献：

[1]蒋国平，王国林.车辆动力传动系振动研究述评[J].江苏大学学报（自然科学版），2000，21（03）：22-26.

[2]付鲁华，吕兴才，张寅豹.内燃机曲轴振动研究的内容及方法[J].拖拉机与农用运输车，2004（05）：6-8.

[3]胡子正，杨小波，邵成.汽车传动系扭振特征辨识[J].汽车工程，

1992，14（01）：32-38.