（机械制造及其自动化专业论文）双质量飞轮系统扭振试验方法研究.pdf

摘要 汽车动力传动系统的扭转振动及由扭转振动产生的噪声是影响汽车使用性 能的主要因素之一。为了降低扭振，双质量飞轮扭振减振器正取代传统的离合器 从动盘式扭振减振器，被越来越多的应用在现代汽车上。于是，如何为一种车型 匹配合适的双质量飞轮，从而使该车型行驶过程中扭振最小便成了企业遇到的一 个突出难题。为解决这一难题，一般要进行理论计算和试验验证两个环节。由于 实车结构复杂价格昂贵，而扭振试验是一种对设备具有破坏性的试验，所以试验 不宜在实车上进行。因此，为企业如何选择双质量飞轮研究一套有效的试验方法 便具有重要意义。 本文针对以上难题，结合企业实际需求，以v m 柴油发动机匹配双质量飞 轮d m f 的动力传动系统( 以下简称双质量飞轮系统) 扭振的仿真计算方法和台 架试验方法为研究对象，主要做了以下工作。 1 、介绍了汽车扭振试验方法研究相关的国内外发展现状，特别是扭振试验 的原理，常用方法。并提出了研究的内容，目的及意义； 2 、根据扭振试验的一般原理，利用扭振系统当量建模理论，结合双质量飞 轮系统的结构特点，对该系统进行等效转化，建立匹配不同的双质量飞轮时传动 系统的扭振计算模型。结合国内外有关扭振试验的方法，设计出双质量飞轮系统 的试验方法及步骤； 3 、根据计算模型，利用转子动力学分析软件建立仿真计算模型，分别进行 匹配不同的双质量飞轮时传动系统的扭振仿真。对比仿真计算结果，找出最优匹 配方案； 4 、采用离散化的方法对汽车负载进行简化，以此为依据搭建双质量飞轮系 统扭振试验台。对试验台的关键部件进行可靠性分析，根据分析结果调整试验台 的结构。试验台的搭建为企业选择双质量飞轮提供了一种试验手段； 5 、选择一种柴油机匹配双质量飞轮的实例进行台架试验。将台架试验结果 与仿真计算结果对比，分析计算两者之间的误差。 关键词：双质量飞轮，扭转振动，动力传动系统，仿真，扭振试验台，台架试验 a b s t r a c t t o r s i o n a lv i b r a t i o no fv e h i c l ed r i v e l i n ea n dt h en o i s em a d eb yi ta r ei m p o r t a n t i n f l u e n c ef a c t o r st ot h eo p e r a t i o np e r f o r m a n c eo fa u t o m o b i l e t or e d u c et o r s i o n a l v i b r a t i o n , d u a l m a s sf l y w h e e lt o r s i o n a lv i b r a t i o nd a m p e ri st a k i n gp l a c eo ft h e t r a d i t i o n a lc l u t c hd i s ct o r s i o n a lv i b r a t i o nd a m p e r , a n dh a sb e e nw i d e l ya p p l i e di nt h e m o d e ma u t o m o b i l e s o ，h o wt om a t c ha na u t o m o b i l em o d e lw i t has u i t a b l ed u a l - m a s & f l y w h e e l ，t om i n i m i z et h et o r s i o n a lv i b r a t i o ng e n e r a t e db yd r i v i n ga u t o m o b i l e ， b e c o m e sah a r dp r o b l e mt ot h ee n t e r p r i s e t os o l v et h i sp r o b l e m ，t h e o r e t i c a l c a l c u l a t i o n sa n de x p e r i m e n t a lv e r i f i c a t i o ng e n e r a l l yw i l lb eu s e d a st h ec o m p l e x s t r u c t u r ea n dh i 曲c o s to fr e a lc a r , m o r e o v e r , t h et o r s i o n a lv i b r a t i o nt e s ti sd e s t r u c t i v e t oe q u i p m e n t ，s ot e s t i n gs h o u l dn o tb ec a r r i e do u to nt h er e a lc a r t h e r e f o r e , w o r k i n g o u ta ne f f e c t i v et e s tm e t h o df o re n t e r p r i s et os e l e c t i n gt w o - m a s sf l y w h e e lw i l lb eo f g r e a ts i g n i f i c a n c e t h i sp a p e rf o c u s e so nt h ea b o v ep r o b l e m s ，c o m b i n e dw i t ht h ea c t u a ln e e d so f e n t e r p r i s e s ，t a k i n gt h et o r s i o n a lv i b r a t i o ns i m u l a t i o nt e s ta n db e n c ht e s tm e t h o do f v md i e s e le n g i n ew h i c hm a t c h e dt h ed u a l - m a s sf l y w h e e ld m f d r i v e l i n e ( h e r e i n a f t e r r e f e r r e dt oa sd u a l m a s sf l y w h e e ls y s t e m ) a sar e s e r c ho b j e c t ，m a i n l yd ow o r ka s f o l l o w s ： 1 ，i n t r o d u c e dt h ed e v e l o p m e n ts t a t u sa b o u tt h ee x p e r i m e n t a lm e t h o do ft o r s i o n a l v i b r a t i o na td o m e s t i ca n do v e r s e a s ，e s p e c i a l l yt h ep r i n c i p l ea n dt h ec o m m o nm e t h o d so f t h et o r s i o n a lv i b r a t i o nt e s t a n dp r o p o s e dt h e s t u d yc o n t e n t s ，p u r p o s ea n d s i g n i f i c a n c e ； 2 ，a c c o r d i n gt o t h eg e n e r a lp r i n c i p l e so ft o r s i o n a lv i b r a t i o nt e s t ，u s i n gt h e e q u i v a l e n tm o d e l i n gt h e o r yo ft o r s i o n a lv i b r a t i o ns y s t e m ，c o m b i n e dw i t ht h e s t r u c t u r a lc h a r a c t e r i s t i c s ，t oe q u i v a l e n tt r a n s f o r m a t i o no ft h es y s t e m ，e s t a b l i s h i n g t o r s i o n a lv i b r a t i o nc a l c u l a t i o nm o d e lo ft r a n s m i s s i o ns y s t e mw h e n m a t c h i n gd i f f e r e n t d u a l - m a s sf l y w h e e l a p p l i e sd o m i s t i ca n df o r e i g nt e s tm e t h o d so ft o r s i o n a lv i b r a t i o n ， d e v i s et e s tm e t h o da n dp r o c e d u r eo fd u a lm a s sf l y w h e e ls y s t e m ； 3 ，a c c o r d i n gt ot h ec a l c u l a t em o d e l ，m a k i n gu s eo fr o t o rd y n a m i c sa n a l y s i s s o f t w a r e ，t ob u i l das i m u l a t i o nt e s tm o d e l ，d o i n gs i m u l a t i o nt e s to nt o r s i o n a lv i b r a t i o n o ft h et r a n s m i s s i o ns y s t e mr e s p e c t i v e l yw h e nm a t c h i n gd i f f e r e n tt w o - m a s sf l y w h e e l c o m p a r i s o no f s i m u l a t i o nr e s u l t st of i n dt h eo p t i m a lm a t c h i n g p r o g r a m ； 4 、u s i n gt h ed i s c r e t i z a t i o nm e t h o dt os i m p l i f yv e h i c l el o a d i n g ，a sab a s i sf o r b u i l d i n gt o r s i o n a lv i b r a t i o nt e s ts t a n do fd u a l m a s sf l y w h e e ls y s t e m d or e l i a b i l i t y a n a l y s i so ft h ek e yc o m p o n e n t so ft h et e s tb e d ，b a s eo nt h ea n a l y s i sr e s u l t st o 删u s t t h es t r u c t u r eo ft e s tb e d t e s t - b e d - b u i l dp r o v i d eo n et e s tw a yf o re n t e r p r i s et oc h o o s e t h ed u a lm a s sf l y w h e e l ； 5 ，c h o o s ead i e s e le n g i n em a t c h i n gd u a l - m a s sf l y w h e e la sa ne x a m p l et od ot h e b e n c ht e s t c o m p a r i n gt h eb e n c ht e s tr e s u l t sw i t ht h es i m u l a t i o nr e s u l t s ，a n a l y s i sa n d c a l c u l a t et h ee r r o rb e t w e e nt h et w o k e yw o r d s ：d u a lm a s sf l y w h e e l ，t o r s i o n a lv i b r a t i o n , d r i v e l i n e ，s i m u l a t i o nt e s t ， t o r s i o n a lv i b r a t i o nt e s ts t a n a , b e n c ht e s t i i i 独创性声明 本人声明，所呈交的论文是本人在导师指导下进行的研究工作及 取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外， 论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得 武汉理工大学或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一 同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说 明并表示了谢意。 签名：龟t日期：型翌：型 学位论文使用授权书 本人完全了解武汉理工大学有关保留、使用学位论文的规定，即 学校有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版， 允许论文被查阅和借阅。本人授权武汉理工大学可以将本学位论文的 全部内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其他复制 手段保存或汇编本学位论文。同时授权经武汉理工大学认可的国家有 关机构或论文数据库使用或收录本学位论文，并向社会公众提供信息 服务。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 研究生( 签名) ：勿 互导师( 签名) 葛、厶日期z 咖岁 武汉理工大学硕士学位论文 第1 章绪论 1 1 汽车动力传动系统扭振概述 汽车是一个复杂的振动系统，动力传动系统是汽车底盘的核心组成部分。 其基本功用是将发动机输出的动力传递给驱动车轮，与发动机协同工作，保证 车辆在不同使用条件下正常行使，并有良好的动力性和经济性n 引。图i - i 是一 个典型的后轮驱动汽车的动力传动系统，它包括发动机、离合器、变速箱、传 动轴、驱动桥、车轮等部件。其中发动机提供车辆行驶所需的动力转矩，变速 装置为驾驶员提供动力联接与断开、平稳换档和大范围变化的速比，传动装置 可使车辆进一步减速并传递动力转矩到驱动轮上口，。 7 卜发动机2 一离合器3 一变速器4 一万向节5 一驱动桥 6 一差速器7 一半轴8 一主减速器9 一传动轴 图卜1 汽车的动力传动系统示意图 动力传动系，即包括动力总成、传动轴、驱动桥总成的系统是一个复杂多 自由度的多体非线性动力系统，是汽车振动和噪声的重要激励源。车辆正常行 驶时，动力传动系统包含了许多激励源，例如路面输入激励、发动机运动特性 影响、动力传动系中齿轮齿隙的作用、万向节动态传动特性等，这些激励均会 引起传动系的扭转振动。而传动系扭振与发动机振动、传动系弯曲振动、传动 系轴向振动、驱动桥振动、悬架振动及车身振动等其他振动形式相互偶合、相 互作用，构成了车辆复杂振动和噪声问题。当来自发动机、路面以及由于车轮 不平衡产生的周期性扭转激励的频率与动力传动系扭转系统的固有频率一致 时，会发生扭转共振，将影响车辆传动系零部件的工作可靠性，同时可能引起 车身垂向和纵向振动，对车辆行驶的振动、噪声及乘坐舒适性有重要的影响。 近年来随着汽车功率和速度的不断提高，而汽车结构质量的轻量化，人们对汽 车的乘坐舒适性和安全性要求也越来越高，这使得汽车传动系扭转振动问题更 武祝理i 太学碗士学位论立 为突出，对传动系扭振特性的进一步研究也显得十分迫切” 1 2 双质量飞轮的结构及特点概述 为控制汽车扭振及扭振噪声，现在广泛采用的是传统的离合器从动盘式扭 振减振器( 如图卜2 ) ，由于其结构空间上的限制，其减振效果有限，已经越来 图卜2 离合器从动盘式扭振减振器图卜3 取质量飞轮的结构 l 一主飞轮 2 一减震器 3 一次级飞轮 4 一摩擦盘 5 - n 板 固卜4 离合器从动盘式扭振减震器与取质量 飞轮式扭振减振器结构比较示意图 越难以满足人们对车辆舒适性的要求。双质量飞轮正是在这种需求下于1 9 8 5 年 在欧洲产生。 所谓双质量飞轮( 如图卜3 ，卜4 ，卜5 ) ，就是将原来的一个飞轮分成两个 部分，一部分保留在原来发动机一侧的位置上，起刘原来飞轮韵作用，用于起 动和传递发动机的转动扭矩，这一部分称为初级质量。另一部分则放置在传动 系变速器一侧，用于提高变速器的转动惯量，这一部分称为次级质量。两部分 飞轮之间有一个环型的油腔，在腔内装有弹簧减振器，由弹簧减振器将两部分 飞轮连接为一个整体。由于次级质量能在不增加飞轮的惯性矩的前提下提高传 动系的惯性矩，令共振转速下降到怠速转速以下。铡如德国鲁克( l u k ) 公司的发 动机双质量飞轮将菸振转速从1 3 0 0 转分降到了3 0 0 转分巾1 。目前一般汽车 武汉理i 大学颞学位论文 怠速在8 0 0 转分左右，也就是说在任何情况下， 出现共振转速都在发动机运行的转速范围以外， 只有在发动机刚起动和停机时才会越过共振转 速，这也是常见汽车发动机起动和停机时振幅特 别厉害的原因。当然，如果采用高扭矩起动机和 提高起动机的转速，调整发动机装置缓冲器，也 会使共振振幅尽可能地缩小。职质量飞轮的次级 质量与变速器的分离和结合由一个不带减振器的 刚性离合器盘来完成，由于离合器没有了减振器 机构，质量明显减小。减振器组装在双质量飞轮 系统中，并能在盘中滑动，明显改善同步性并使 换档容易u m 。 图卜5 双质量飞轮剖视图 双质量飞轮是当前汽车上隔振减振效果最好的装置。因此上世纪9 0 年代姓 来在欧洲得到广泛推广，已从高级轿车推广到中级轿车，这与欧洲人喜欢手动 档和柴油车有很大关系。众所周知，柴油机的振动比汽油机大，为了使柴油机 减少振动，提高乘坐的舒适性，现在欧洲许多柴油乘用车都采用了双质量飞轮， 使得柴油机轿车的舒适性可与汽油机轿车媲美。在国内，一汽大众的宝来手动 档轿车也率先采用了双质量飞轮。 与传统离合器从动盘式扭振减振器相比，双质量飞轮有如下优点”“： ( 1 ) 双质量飞轮采用了多级减振设计，扩大了减振器减振工作范围，可有效 降低汽车怠速时、正常工况时的扭摄，也有很好的降噪作用 ( 2 ) 双质量飞轮减小了附加转矩，降低了共振转速，使发动机可在相对较低 的转速下运行，降低了油耗； ( 3 ) 双质量飞轮可在较大半径范围内布簧减振弹簧，减振弹簧工作扭转角可 达6 0 。，因而可满足更多工况的的强度、剐度要求； ( 4 ) 因双质量飞轮可有效地隔离发动机与传动系统的振动，减小附加转矩， 复杂路况引起载荷不均所导致的扭撮附加力矩也不会完全传递到发动机，曲轴 载荷得以降低“”。 因为具有上述优点，双质量飞轮扭振减捏器正取代传统的离合器从动盘式 扭振减振器，被越来越多的应用在现代汽车上。对双质量飞轮的研究也越来越 广泛和深入。目前的研究工作中，很多重要的理论和应用问题仍然投有得到很 好解决。理论分析和数值计算为双质量飞轮汽车传动系统扭振的研究做出了很 大贡献，但是由于运行过程双质量飞轮汽车传动系统的边界条件复杂，分析和 计算往往产生较大误差，所以，试验研究成了不可缺少的重要手段。考虑到汽 武汉理工大学硕士学位论文 车传动系统结构复杂，价格昂贵，不宜在实车上进行大量扭振实验。因此，需 要研究出双质量飞轮传动系统有效的检测方法。 1 3 国内外有关双质量飞轮系统的扭振试验方法研究概况 传动系的扭振特性研究，一般是以理论计算分析为主，即根据简化前后 系统的动能和势能保持不变的原则，将系统简化为由无弹性的惯性盘和无质 量的弹性轴组成的当量系统，建立相应的动力学模型和数学模型，测定系统 各零部件的结构参数，计算扭转振动固有特性。所建模型由最初的3 个自由 度简单模型发展到现在的多个自由度的更接近实际系统的扭转振动分析模 型，考虑的激励也由过去的单个确定性激励发展到现在的多个确定性激励和 随机性激励。进行车辆动力传动系扭振固有特性和强迫扭振计算，还必须确 定系统振动分析模型中的各参数，而阻尼参数的确定一直是难以解决的问题， 原因是目前对阻尼的机理尚未研究透彻，阻尼受许多因素的影响，而到目前 为止没有一种公认可靠的方法，因此在确定阻尼时往往先做出某种假设来简 化或综合阻尼。在车辆动力传动系扭转振动阻尼的研究中，对发动机的粘性 阻尼研究较多，并提出了以发动机结构参数来确定发动机各缸线性外阻尼的 经验公式，然而动力传动系其他部件总成阻尼系数的确定更为困难，绝大多 数的阻尼研究仅仅停留在理论探讨以及对模态坐标下阻尼比的识别，而物理 坐标下的阻尼系数往往是根据经验数据来选取，这给动力传动系扭振固有特 性和强迫扭振计算带来一定的局限性和不确定性。目前车辆动力传动系扭转 振动特性的理论计算分析方法己较为成熟，所建模型具有较高的精度，所采 用的计算程序快捷高效，基本能够分析、解决车辆动力传动系的扭转振动问 题n 轴。 国外从十九世纪末开始对轴系扭转振动的研究，到第一次世界大战，由于 多缸发动机轴系因扭转振动产生的事故突增，促使对轴系扭转振动的研究的 深入发展，出现了许多种计算轴系扭转振动固有频率的方法，同时出现了测 量轴系扭转振动的仪器，1 9 1 6 年德国盖格尔( g e i g e r ) 发表了用机械式盖格尔 扭振仪测量轴系扭转振动的文章，使扭转振动的研究开始进入实测和试验阶 段，并逐步形成计算分析和处理扭振实际问题的一套经验上的和初步理论上 的方法。e i n e s t o r i d e s 著的扭振手册是对这一时期扭振研究成果的相 当完整的总结。在这一时期中，自由扭转振动计算主要使用的霍尔茨( h o l z e r ) 表格法或托列法都属于共振计算的近似方法，对非共振区的振幅、应力等的 计算缺乏有效的办法。从2 0 世纪6 0 年代到8 0 年代，计算机技术的发展和广 4 武汉理工大学硕士学位论文 泛应用为扭振研究的全面发展奠定了物质基础，另一方面由于内燃机不断向 高速高功率强化发展，汽车结构向轻量化方面发展，使扭振更剧烈，更易造 成断轴、传力螺栓失效和啮合轮齿折断等事故。同时人们对汽车的舒适性、 可靠性要求不断提高，有关法规对汽车内外噪声的限制也日益严格，这些因 素为扭振研究的全面发展提供了巨大原动力。从解算方法来看，传统的h o l z e r 法、托列法、能量法和放大系数法被移植到计算机上使之可以处理复杂系统 的扭振计算，另外传递矩阵法、系统矩阵法和有限元法的提出和应用使得扭 振的计算精度及非共振区强迫响应计算问题得到解决。从扭振实验装置来看， 光电式和磁电式等设备的出现使得扭振测量比传统的机械式测量装置更为精 确，适用范围更广。从2 0 世纪9 0 年代以后是扭振研究的纵深发展时期，主 要工作集中在两个方面，第一方面是在对耦合振动、偏振、滚振以及非线性 振动现象的实验研究基础上，寻求更精确的统一的力学数学模型对其做出理 论解释。如k o u j if u j i i 建立了发动机曲轴平面模型n 劓，用传递矩阵法给出 了曲轴的扭转振动和弯曲振动的解。k w a k a b a y a s h i 进一步提出发动机曲轴 三维空间模型n 5 1 ，用传递矩阵法给出了曲轴扭振、轴向及两个横向振动的解， 较充分地讨论了几种振动之间的耦合关系。日本学者冈村在其一系列文章中 建立了曲轴的三维振动解。以上这一方面的深入研究，进一步揭示了轴系扭 振机理及其影响关系，为扭振控制奠定了更深厚的理论基础。 我国在与车辆相关的扭振研究主要开始于2 0 世纪8 0 年代初，在这方面的 研究也有进展。近年来，伴随测试技术和数据处理技术的迅速发展，一些学 者也在尝试将试验模态分析和模态综合技术应用于车辆传动系扭转振动的研 究，使得对传动系扭转振动的试验研究也取得明显进展，张准和彭玉莺探讨 将试验模态分析用于轴的扭振特性研究，并对内燃机曲轴飞轮系统扭振进行 复模态分析，建立了系统的模态模型，研究结果表明将试验模态分析用于轴 的扭振特性研究是可行的，由于试验模态分析所需的扭转振动激励的产生和 响应信号的采集较困难，所以试验模态分析技术在轴的扭振特性研究中并未 得到广泛应用。目前，有限元理论的发展为精确且全面地计算曲轴应力提供 了条件，从对实际形状的逼近和整个应力分布规律的求解来说，三维有限元 分析最为理想，在振动计算中的应用也越来越广泛，是未来曲轴轴系扭振计 算的主要方向之一，吉林大学的龚海军n 明等人就用有限元软件对柴油机扭振 分析，并对发动机减振器的匹配进行了研究，浙江大学的王才峄n 刀用虚拟样 机软件a d a m s 和有限元分析软件a n s y s 对内燃机曲轴轴系用多体动力学的方 法进行了扭振研究另外将来还应将发动机曲轴，凸轮轴等等发动机的振动因 素综合考虑实现发动机整机的振动模拟，重庆大学的杨礓n 町也是用a d a m s 软件 5 武汉理工大学硕士学位论文 对发动机的曲轴扭转振动系统建立了虚拟样机模型并用有限元方法对曲轴轴系 进行了扭振特性分析和对比，提出了扭振控制的一些措施，如扭转减振器的改 进设计和通过调整飞轮惯量及改变发火顺序来控制扭振的目的。 由于国外在该领域对国内进行技术封锁，双质量飞轮技术及其扭振的分析检 测技术在我国几乎还是空白。由于双质量飞轮有着巨大的市场潜力，国内企业 如长春一东离合器股份有限公司、湖北三环离合器有限公司等都在积极研究和 推出产品，但是理论未成形，缺乏创新，尚存在产业化的生产工艺和质量可靠 性等问题，这些企业也积极采取措施，与高校科研院所进行合作，针对这种改 进后的汽车动力传动系统的扭振特性进行研究，争取打破双质量飞轮在国内理 论上的空白，为企业带来更好的经济效益和市场价值，满足人们日益增长的消 费需求。 1 4 课题研究的背景及意义 入世后，我国汽车零部件行业面临严峻的竞争环境，由于汽车发动机用双 质量飞轮式扭振减振器技术代表了汽车发动机传动系统减振部件的国际先进水 平，而国内还没有成熟产品的生产。另一方面，国内相关企业在研制开发汽车 发动机用双质量飞轮式扭振减振器过程中，存在汽车发动机用双质量飞轮式扭 振减振器性能检测系统极其关键技术问题，而国外大型企业一致对我国在该方 面进行技术封锁，而国内还未见该方面的研究报道，因此为了尽快研制开发出 高技术含量的汽车发动机用双质量飞轮式扭振减振器，替代进口，占领高速发 展急剧扩大国内汽车市场，提高企业的自主创新能力、经济效益和良好的社会 效益。进行汽车发动机用双质量飞轮式扭振减振器性能检测系统极其关键技术 的公关项目研究迫在眉睫。 同时为了开发扭振测试系统，研究扭振的特性，并且调试扭振测试软件， 需要进行大量的扭振试验。但是由于扭振试验是一种对设备具有破坏性的试验， 为了保护机械设备的安全，不应该在实际的传动系上多次重复进行这种试验， 所以设计出一套有效的仿真计算和台架试验方法，代替实车试验是十分必要的。 本文正是针对国内相关企业缺乏有效的双质量飞轮减振特性检测手段这一 现状，结合国内外有关扭振试验的方法，设计出双质量飞轮系统的试验方法及 步骤，建立双质量飞轮系统基于s a m t e c h 的扭振仿真计算方法，搭建双质量飞 轮系统扭振检测试验台并进行台架试验。为企业检测双质量飞轮的减振特性提 供有效的仿真计算及台架试验方法。 6 武汉理工大学硕士学位论文 1 5 本课题的来源及研究内容 本课题是以湖北省科技攻关项目“发动机双质量飞轮性能检测系统及其关 键技术( 项目编号2 0 0 7 a h l 0 1 c 1 0 2 ) 为支撑，以柴油发动机匹配双质量飞轮 d m f 的动力传动系统扭振的仿真计算方法和台架试验方法为研究对象。通过对其 进行分析研究，为企业如何选择双质量飞轮提供试验上的支持。主要内容如下： 1 、双质量飞轮系统扭振试验原理及方法研究 根据国内外已有扭振试验的一般原理，利用扭振系统当量建模理论，结合 双质量飞轮系统的结构特点，对该系统进行等效转化，建立双质量飞轮传动系 统的当量模型。这一模型将为后续仿真计算和台架搭建提供理论支撑。 然后结合国内外有关扭振试验的方法，分别设计出双质量飞轮系统的仿真 计算和台架试验的方法及步骤； 2 、双质量飞轮系统扭振仿真计算 ( 1 ) 根据当量模型，在s a m t e c h 环境下建立双质量飞轮系统的虚拟样机模 型； ( 2 ) 通过改变激励和负载来进行双质量飞轮系统在不同工况下的扭振仿真 分析； ( 3 ) 修改虚拟样机模型中的双质量飞轮等效模型参数，从而可以模拟安装 另一型号的双质量飞轮时，系统的扭振情况； ( 4 ) 通过比较安装不同型号的双质量飞轮时，传动系统的扭振情况，可以 选择出最匹配的双质量飞轮。 3 、搭建双质量飞轮系统扭振试验台 ( 1 ) 设计试验台的总体方案，试验台以1 0 5 k w 的v m 2 5 c 发动机为激振源， 以模拟安装双质量飞轮的实车传动系统扭振特性为目的； ( 2 ) 结合已有的试验台搭建实例，设计试验台的惯量加载系统，该系统能 够模拟不同车型，不同工况下传动系统的动力学特性； ( 3 ) 设计试验台扭振信号的检测方法，布置检测设备； ( 4 ) 试验台的关键部件进行可靠性校核，根据校核结果调整试验台结构完 成试验台的搭建。 4 、选择一种柴油机匹配双质量飞轮的实例进行台架试验，台架试验包括怠 速试验和工况试验两部分，将台架试验结果与仿真计算结果对比，分析计算两 者之间的误差。 7 武汉理工大学硕士学位论文 第2 章双质量飞轮系统扭振试验原理及方法 实际发动机的轴系是一个形状和结构都非常复杂的系统。通常对轴系的扭 振研究及减振器设计是将轴系离散化为只有转动惯量而无弹性变形的刚体质量 和只有弹性变形而无转动惯量的轴段组成的当量系统，根据这一原则，我们可 以将双质量飞轮传动系的主要部件发动机曲轴、离合器、变速器和驱动桥及车 重进行简化处理并进行计算分析，得到当量轴系的转动惯量和扭转刚度，从而 建立双质量飞轮传动系统的当量模型。将当量模型代入转子动力学分析软件， 我们可以建立虚拟样机模型进行仿真分析。根据当量模型，我们还可以设计出 试验台架的加载系统，搭建试验台进行台架试验。 2 1 试验原理 本文主要研究目的是为企业检测双质量飞轮的减振特性提供有效的仿真计 算及台架试验方法，研究对象为安装双质量飞轮的汽车传动系统的扭振测试试 验方法。汽车传动系统是一个多自由度的复杂的扭振系统，对汽车传动系统的 扭振特性研究，一般都要对传动系统进行简化处理。根据简化前后系统的动 能和势能保持不变的原则，将系统简化为由无弹性的惯性盘和无质量的弹性 轴组成的当量系统，建立相应的当量动力学模型。动力学模型指导仿真计算 和台架试验。下面就汽车传动系统当量转化原理进行论述。 2 1 1 转动惯量当量转化原理 根据理论力学铂可知，物体绕某一回转轴旋转时，其转动惯量为： ：r，2dmi d m ：m r 2( 2 1 ) = i ， = 2 ( 2 1 ) 旬 式中：r 一物体上任一微块至回转轴的距离； d 旷物体上任一微块的质量； r 一物体对回转轴的惯性半径； 根据理论力学惯性矩的平行移轴原理，物体绕任意回转轴旋转时，其转动惯 量为： i - - i , + r o d 2 ( 2 2 ) 式中：i 。一物体绕过重心的回转轴的转动惯量 d 一物体重心与回转轴的平行距离 物体的传动惯量除用传统计算分析方法得到外，还可以采用三维c a d 软件 8 武汉理工大学硕士学位论文 很方便的从零件的质量属性中获取其绕重心的转动惯量，该方法较为准确快速。 2 1 2 扭转刚度当量转化原理 根据材料力学n 钔可知，对于长度为三的轴，一端固定，在另一端施加扭矩m 时，轴所产生的扭转角： 2 号2 冬 耳d k ：旦：互：一g 7 r d 4 ( 2 3 ) 式中：夕一扭转角( r a d ) 萨材料弹性模量( k g m 2 ) 口截面极惯性矩( m 4 ) 萨轴的扭转刚度( n m r a d ) d 一轴的直径 简单的轴，如光轴，可用公式( 2 - 3 ) 直接计算，较复杂的轴，如阶梯轴、曲 轴，则需将其分解为若干简单的单元再求每个单元件的刚度，按一定原则求总 刚度，并进行适当修正。在实际中遇到如阶梯轴、套合轴，即轴的串联与并联， 可以按照如下原则进行计算： 轴串联时，设各段轴的扭转刚度为妫( i = 1 ，2 - n ) ，各段轴的扭转角为p , ( i - - 1 ， 2 - - - n ) ，则： = 层+ 屐+ 。十尾= 筹+ 簧+ + 兹= 肘哇+ 去+ + 去，= 等 固总的扭转刚度k 为： 上：( 土+ 土+ + 土) ( 2 一- 4 一) 一= i + + + ) 【) k 、k lk 2k 。 轴并联时，由于各段轴的扭转角相等，固其总扭转刚度k 为： k = ( k l + k 2 + + k 。) ( 2 5 ) 对于结构复杂形状不规则的零件可采用有限元分析法来求解扭转刚度，例如 本文中发动机曲轴的扭转刚度计算，可有两种方法：1 ) 将单位曲拐一段固定， 在另外一端加载扭矩，根据曲拐曲轴的变形来计算其扭转刚度；2 ) 分析单位曲 拐的固有扭振频率，然后根据其转动惯量来计算其扭转刚度。 9 武汉理工大学硕士学位论文 2 1 3 变速系统当量转化原理 在双质量飞轮传动系统中，存在变 速器、减速器及差速器的变速传动。在一 扭转计算时，通常把变速系统简化成按 原主动轴回转的当量系统，因此被动轴 上零件的转动惯量及扭转刚度必需作相 应的转化。图2 - 1 所示为转化前后的 示意图。 _ r 2 i 定时 主动轴 - ，= 一 从动轴 3 垫罚 _ - ，暂 1 j 设n z 、n c 分别为主从动轴的转速， 图2 1 变速系统的当量简化 ( i ) ：、。分别为主从动轴的角速度，其传递的扭矩为地及地，主从动轴的传动比 为i ，则有： f _ 生：堡 ( 2 6 ) 心嚷 ( 1 ) 转动惯量的转化 根据当量前后系统的动能相等的原则n 7 1 把从动轴转化到主动轴上，设转化 后的从动轴的转动惯量为i 。，则有： l i , c oz _ _ - 1i a 国d 2 可得： l = 生1 2 ( 2 7 ) 因此，转化后系统的总转动惯量，= 乞+ 厶= j r z + 厶f 2 ( 2 ) 扭转刚度的转化 根据当量前后系统的势能相等的原则n 7 1 把从动轴转化到主动轴上，设转化 后的从动轴的扭转刚度为l ( d ，则有： 1 2r 旭氓1 ) 2 = a 2k 。( 争一争) 2 式中，鼻。为第n 质量的扭转角；鼻一。为第n + l 质量的扭转角。 所以有 = 疋i 2 ( 2 8 ) 2 2 双质量飞轮系统当量模型的建立 实车的双质量飞轮传动系统由发动机、双质量飞轮、变速器、传动轴、驱动 1 0 武汉理工大学硕士学位论文 桥、车重等部分组成。按照本文的试验原理，需要将上述各部分当量化，相关 转化过程可参看双质量飞轮系统动力传动计算模型乜。 扭振模型一般分为有阻尼扭振模型和无阻尼扭振模型。由于长弧形弹簧式双 质量飞轮为粘性阻尼，其粘性阻尼系数c 的值一般在0 0 3 - 0 1 5 n m s d e g 范围内， 阻尼很小，几乎不会对传动轴系的固有频率造成影响。采用无阻尼扭振模型， 对于系统的扭振频率影响不大心羽。同时也方便与研究双质量飞轮。双质量飞轮 系统的当量扭振模型分为怠速工况下扭振模型和正常行驶工况下扭振模型。根 据前面对发动机以及传动系统各部分的当量转化，可以建立起这两种工况下的 当量扭振模型，分别如图2 - 2 、2 - 3 、2 - 4 所示。 图2 - 2 双质量飞轮系统在2 、4 档位时的当量扭振模型 i ， 图2 - 3 双质量飞轮系统在l 、3 、5 档位时的当量扭振模型 i ， 】 ， 】 1j i 一 () 拍j 【。l ： i f d 2 i f g 1 4x4 i f g i j 3i f g 2 6x6 i “2 i r d 3 1 f d 3 由于本文所设计试验台用等效惯量加载系统和等效负载加载系统代替了实 车的驱动桥和车重，因此计算中我们对表4 - 9 中公式进行了简化，即令主减速器 传动比i 。= 1 ；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比i - - 1 ；主减速器主动齿轮到 车轮之间的传动效率r i = l ，根据上述参数，计算得t 。= 6 4 8 6n m ，t , , 1 = 1 9 4 7 8 n m 2 、十字轴万向节的校核 十字轴万向节( 如图4 - 2 0 ) 的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨 损瞳1 ，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损 或压痕超过0 1 5 m m 时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈 根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯 强度。 卜油封挡盘2 一油封3 一油封座4 一注油嘴 图4 2 1 十字轴受力图 图4 - 2 0 十字轴万向节结构图 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为f ( 图4 - 2 1 ) ，则 f ： 圣 ( 4 1 2 ) 2 rc o s 口 4 9 武汉理工大学硕士学位论文 式中，t 。为万向传动的计算转矩，t s = m i n t s e ，t s s = 6 4 8 6n m ；r 为合力 f 作用线到十字轴中心之间的距离，本文所用万向节r = 2 9 5 m m ；a 为万向传动的 最大夹角，本文试验台主传动轴水平放置，a = o 。将参数代入式( 4 - 1 2 ) 算得 f = i1 0 0 0 n 。 十字轴轴颈根部的弯曲应力o 应满足 q = 者m ( 4 - 1 3 l 1 3 ) q2 磊= 丽sl 吒j 式中，d 。为十字轴轴颈直径，d l = 1 8 m m ；d 2 为十字轴油道孔直径，d 2 = 6 m m ；s 为合力f 作用线到轴颈根部的距离，s = 7 5 m m ； o 为弯曲应力许用值，为2 5 0 - 3 5 0 m p a 。将参数代入式( 4 - 1 3 ) 算得o = 1 4 5 9 m p a 0 ，满足要求。 十字轴轴颈的切应力r 应满足 f2 志 f ( 4 1 4 ) 弘i 孺s h 姓一 式中， t 为切应力t 许用值，为8 0 - - 一1 2 0 m p a 。将相关参数代入式( 4 - 1 4 ) 算得t = 4 8 6 m p a c ，满足要求。 滚针轴承中的滚针直径一般不小于1 6 m m ，以免压碎，而且差别要小，否则 会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0 0 0 3 m m 以内。滚针轴承径向 间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小 时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0 0 0 9 - - 一0 0 9 5 m m ， 滚针轴承的周向总间隙以0 0 8 - 一0 3 0 m m 为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长 度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。 滚针在轴向的游隙一般不应超过0 2 0 4 m m 。 滚针轴承的接触应力为 a j = 2 7 2 ( 4 一1 5 ) 式中，d o 为滚针直径( 咖) ；l b 为滚针工作长度( f i l m ) ；f n 为在合力f 作用下一个 滚针所受的最大载荷( n ) ，由式( 4 - 1 6 ) 确定 f ：4 6 f ( 4 1 6 ) h i z 式中，i 为滚针列数；z 为每列中的滚针数。 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在5 8 h r c 以上时，许用接触应力为3 0 0 0 3 2 0 0 m p a 。 本文所用万向节的基本参数如下： d 0 = 1 6 m m ，d = 1 8 m m ，l b = 1 3 m m ，i = l ，z = 2 4 ，f = i1 0 0 0 n 5 0 武汉理i 大学硬学位论立 分别代入式( 4 - 1 5 ) 和( 4 - 1 6 ) ，计算得f 。= 2 1 0 8 3 n ，。，= 28 5 m p a 0 ， ， 满足要求。 根据以上计算结果，下面我们再a n s y s 。”中对万向节十字轴进行分析。 首先我们在s o l i d w o r k s 中建立万向节十字轴的三维模型( 如图4 2 2 ) ，将 其另存为a n s y s 能打开的p a r a s o l i d 格式，然后在a n s y s 里将其打开( 如图4 2 3 ) 。 分别设定其单元类型为s o l i d8 n o d e s4 5 、材料密度为7 8 0 0 k g 一、弹性模量为 2 e 1 1 、泊松比为03 ，再对其划分网格。在发动机启动时，我们假设万向节十字 轴一对轴全约束，另一对轴受到转矩作用，转矩转换成一对力偶f ，前面已经求 得f = i 1 0 0 0 n 。按此方案对十字轴加载( 如图4 - 2 4 ) 。最后运行 n s y s 的求解器进 行隶解，得到十字轴的弯曲应力变形云图如图4 2 5 。通过后处理模块查得十字 轴所受