（机械设计及理论专业论文）zk6121wd客车双质量飞轮的设计与研究.pdf

摘要 论文结合长春一东离合器厂基金项目( 宇通z k 6 1 2 1 w d 客车的双质量飞轮式扭振 减振器的设计与研制) ，针对如何设计并研制与z k 6 1 2 1 w d 客车相匹配的双质量飞轮 式扭振减振器这一实际问题，在查阅大量资料的基础上，对双质量飞轮式扭振减振器 进行了系统的设计与研究。建立了动力传动系的理论模型；利用a d a m s 对两种不同 类型扭振减振器工作下的动力传动系进行了仿真分析；对z k 6 1 2 1 w d 客车相配套的双 质量飞轮式扭振减振器进行了结构设计；利用c a t 认建立了双质量飞轮式扭振减振器 整体与内部组成元件的三维模型，并对关键件减振盘进行有限元分析；对双质量飞轮 主要参数进行了优化选择；结合企业生产能力，设计该产品的加工工艺，生产出双质 量飞轮样品并进行了试验，试验表明，该研究为z k 6 1 2 1 w d 客车的双质量飞轮式扭振 减振器的生产提供了技术支持。 本文的研究成果对双质量飞轮式扭振减振器的国产化奠定了理论基础。 关键词：双质量飞轮汽车动力传动系结构设计弧形弹簧动力学仿真试验 a b s t r a c t t h i sp a p e rc o m b i n e dt h ep r o j e c to fc h a n gc h u ny id o n gc l u t c hf a c t o r yf o rt h ep r a c t i c a l i s s u ew h i c hh o wt od e s i g na n dd e v e l o pav i b r a t i o nd a m p e rm a t c h e dt h ez k 6 1 2 1 w db u s ， a n dc o m p l e t e dt h ed e s i g na n dd e v e l o p m e n to ft h ev i b r a t i o nd a m p e rn a m e dd u a lm a s sf l y w h e e l i ti n c l u d e dt h ee s t a b l i s h m e n to ft h ep o w e r t r a i nm o d e l ，u s i n gt h ea d a m st o c o m p l e t et h ep o w e r t r a i ns i m u l a t i o n ，s t r u c t u r ed e s i g no ft h ew h o l ec o m p o s i t i o na n di t s i n t e r n a lc o m p o n e n t so ft h ed u a lm a s sf l yw h e e lm a t c h e dt h ez k 6 1 2 1 w db u sa n df i n i t e e l e m e n ta n a l y s i so ft h ev i b r a t i o np l a t e ，t h eo p t i m i z e ds e l e c t i o no ft h em a i np a r a m e t e r so ft h e d u a lf l yw h e e l ，d e s i g no ft h ep r o d u c tp r o c e s sa n dt e s tw h i c hs h o wu st h a tt h i sr e s e a r c hg i v e s u p p o at ot h ep r o d u c to ft h ed u a lm a s sf l yw h e e l t h er e s u l to ft h i sp a p e rh a st h ei m p o r t a n ts i g n i f i c a n c ef o rt h ep r o d u c to ft h ed u a lm a s s f l y w h e e l k e yw o r d s ：d u a l m a s sf l yw h e e lv e h i c l ep o w e r t r a i ns t r u c t u r ed e s i g n a r cs p r i n g d y n a m i cs i m u l a t i o n t e s t 长春理工大学硕士学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的硕士学位论文，( ( z k 6 1 2 1 w d 客车双质量飞轮的设 计与研究是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文 中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体己经发表或撰写过 的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式 标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 作者签名：渣里主三竺盟年三月丑日 长春理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“长春理工大学硕士、博士学位论文版 权使用规定，同意长春理工大学保留并向中国科学信息研究所、中国优秀博硕 士学位论文全文数据库和c n k i 系列数据库及其它国家有关部门或机构送交学 位论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权长春理工大学可以 将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印 或扫描等复制手段保存和汇编学位论文。 作者签名：墨竺主三! 堕年三月型日 指导导师签名：i 暨饧d 量型绛立月1 日 第一章绪论昂一早三百t 匕 随着汽车工业的发展，人们对于车辆的外观以及其乘坐舒适性的整体要求也日益 增加。汽车是一个复杂的多自由度“质量一刚度一阻尼”振动系统，它是由多个具有 固有振动特性的振动子系统所组成，如汽车车身的垂直振动、纵向角振动和侧倾振动、 发动机曲轴的扭转振动、变速器内部轴系的扭转振动等。从振动的角度看，可将汽车 振动系统大致分为两个振动系统：汽车车身振动系统和动力传动系扭转振动系统。这 些不同形式的振动及其耦合是影响汽车行驶平顺性、舒适性、安全性及汽车零部件使 用寿命的主要原因，在整车振动的研究中，对于汽车动力传动系统扭转振动的研究更 是人们关注的焦点。汽车动力传动系统是一个多自由度的扭转振动系统，其振动激励、 振动形式和传递方式以及与其它振动形式的耦合都非常复杂，以至成为汽车振动和噪 声的主要来源之一。因此对汽车动力系统的研究以及如何使发动机和整车的振动得到 最大程度地减小，已经成为汽车研究人员关注的焦点。国内、外都对此进行了深入的 研究。 1 1 汽车动力传动系统 汽车动力传动系统是整车系统的重要组成部分，它的主要功用是将发动机输出的 动力传递给驱动车轮。另外汽车传动系的任务是与发动机协同工作，保证汽车能在不 同的使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃料经济性。下面传动系的几种功 能： 1 、减速变速 2 、实现汽车倒驶 3 、必要时中断传动 4 、差速作用 按照结构和传动介质的分类，汽车传动系可分为：机械式、液力机械式、静液式 ( 容积液压式) 、电动式。汽车传动系的组成与布置方式与发动机的形式和性能、汽 车总体结构形式和汽车行驶系及传动系本身的结构有关。图1 1 至图1 2 分别为普通双轴 货车以及轿车( 桑塔纳2 0 0 0 ) 的传动系布置示意图。 图1l 普通双轴货车传动系组成及布置示意图 1 一离合器 变建器：3 一i 向节；4 一驱动桥：5 一差逮g 半轴7 一主碱速gs l 传动轴 图】2 轿车动力传动系组成及布置示意图 传动系各部分的功能： 离合器：使发动机与传动系的平顺接合，把发动机的动力传给传动系，或者使两者 分开，切断传动。 变速器：实现变速、变扭和变向。 万向传动装置：将变速器传出的动力传给主减速器。 主减速器：降低转速，增加扭矩。 差速器：将主减速器传来的动力分配给左、右轴。 半轴：将动力由差速器传给驱动轮。 11 汽车传动系的布置形式 按发动机相对于各总成的位置，汽车传动系有下列几种布置形式1 卅 ( 1 ) 发动机前置后轮驱动 发动机前置后轮驱动如图1 3 所示。特点：是传统的布置形式，大多数货车、部分 轿车和客车采用。 图13 发动机前置后轮驱动 ( 2 ) 发动机前置前轮驱动 发动机前置前轮驱动如图14 所示。特点：是在轿车上逐渐盛行的布置形式，具有 结构紧凑、减小轿车的质量、降低地板的高度、改善高速时的操纵稳定性等优点。 | i 茼! 妻。1 ( 3 ) 发动机中置后轮驱动 发动机中置后轮驱动如图15 所示。特点：是目前大多数运动型轿车和方程式赛车 所采用的布置形式。 ( 4 ) 发动机后置后轮驱动 发动机后置后轮驱动如图16 所示。特点：目前大、中型客车盛行的布置形式，具 有降低室内噪声、有利于车身内部布置等优点。 ，一 ， 图16 发动机后置后轮驱动 沁羁一 一鐾，一 ( 氇挑 ( 5 ) 全轮驱动 全轮驱动如图17 所示。特点：有多个驱动桥，在变速器后加了个分动嚣，其作 用是把变速器输出的动力经几套万向传动装置分别传给所有的驱动桥，并可以进一步 降速增扭。 运菩餮 图17 全轮驱动 12 汽车动力传动系的振动特性研究 汽车动力传动系统的质量和目崾分布很不均匀，是一个多自由度的扭转振动系统， 该系统在激励的作用下就会产生扭转振动，从而产生扭振噪声1 7 1 i ”。当撒励频率与系统 的某阶固有频率接近或重舍的时候，还将出现严重的共振现象，此时各部件承受的载 荷极大并伴随有剧烈的扭振噪声，严重危及汽车的使用寿命和乘坐舒适性。因此对 动力传动系统扭转振动的研究就显得非常地重要。 动力传动系的扭振特性研究，目前仍以传统的理论计算分析为主，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，计算扭转振动的固有特性。近年来，伴随测试技术和数据处理技术的迅速发展， 动力传动系扭转振动的研究也取得明显进展。所建立的模型由最初的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，考据的激励也由 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 动系扭转振动固有特性和强追扭转振动计算，还必须确定系统振动分析模型中的各参 考数，而阻尼参数的确定一定是难以解决的问题，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简化或综合阻尼。目前寻找汽车控制扭转振动和扭振噪声 最普遍使用的方法是对汽车动力传动系统建立多自由度集总质量刚度阻尼的 离散化近似分析模型，进行扭振特性分析、响应分析。 在减少汽车动力传动系统的扭振和扭振噪声方面，人们采取了多方面的措施。比 如：在发动机方面，兼顾其他性能的情况下尽量采用多缸发动机：提高发动机加工和 制造质量，减少发动机的动不平衡量和惯性质量；在发动机曲轴前面加装动力吸振嚣 等。针对引起扭振噪声的原因而采取的措施，如：减少传动系各零部件的质量：增加 变速器常啮合齿轮的个数；减少齿轮间隙等等。在汽车传动系扭振和扭振噪声的控制 方面，现在汽车技术多采用离合器从动盘式扭振减振器或双质量飞轮式扭转减振器。 1 2 从动盘式扭振减振器 扭振减振器是汽车离合器的重要组成部分，汽车离合器产品结构的演变也就是其 内部扭振减振器的发展【3 】。 离合器的工作原理1 3 6 】： ( 1 ) 接合状态：弹簧将压盘、飞轮及从动盘互相压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通 过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘。 ( 2 ) 分离过程：踩下踏板，套在从动盘毂滑槽中的拨叉，便推动从动盘克服压紧弹簧 的压力右移而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力传动。 ( 3 ) 接合过程：缓慢地抬起离合器踏板，使从动盘在压紧弹簧压力作用下左移与飞轮 恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩逐渐增加，离合器从完全 打滑、部分打滑，直至完全接合。 图1 8 是离合器工作原理的展示： 图1 8 离合器工作原理 摩擦片式离合器一般由主动部分、从动部分、扭振减振器和压紧机构四部分组成。 当离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，带动从 动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动，此时从动盘本体和减振器盘通 过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的 转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减 振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰 减下来。图1 9 为多级式非线性从动盘式扭转减振器的爆炸图1 1 u | 。 熟皤 图1 9 多级式非线性从动盘式扭转减振嚣 经过几十年的研究，离合器从动盘式扭振减振器也由早期的单级线性型式发展到多 级非线性型式，而且各种新颖结构型式不断涌现，其功能也在逐渐改进。当代汽车离 合器从动盘式扭振减振器己具有多种功能： a 在发动机与传动系的接合部分引入一个低刚度环节，降低了接合部位的刚度，从 而调节了动力传动系统的扭振固有特性，把主要的低阶共振临界转速移出常用车速范 围。 b 阻尼器增加了传动系统的扭振阻尼，可以达到有效地吸收振动能量，减少扭振共 振响应振幅，而且衰减因冲击而产生的瞬态扭振，改善了离舍器接合平顺性并易于设计 成为非线性弹性特性。 c 控制汽车动力总成怠速时离舍器一变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声，另 外还可以消减传动系在小转矩负荷下工作( 包括减振臂行) 时的主减速器与变速器的扭 振与噪声。 离合器从动盘式扭振减振器的构造是与其功能相适应的，为了实现其a 、b 项功能， 要求其扭转刚度应能适当减小而且阻尼应较大；而为实现其c 项功能，则要求其刚度和 阻隔尼应很小；但为实现其功能d ，又要求其极限工作扭矩应足够大，因而要求较大的 扭转剐度。以上这些相互矛盾的要求表明，简单的单级式线性扭振减振器不能满足上 述多功能的要求，因此，国内外各种汽车已广泛采用多级式非线性扭振减振器。如图 2 0 所示。 图1 1 0 多级式非线性扭振减振器 卜阻尼弹簧铆钉：2 一减震器阻尼弹簧；3 一从动盘铆钉；4 一摩擦片；5 一从动盘本体：6 一减震器弹 簧；7 一摩擦片铆钉；8 一阻尼片铆钉：9 一从动盘铆钉隔套( 起减振器限位销作用) ：1 0 - 减振器阻尼 片：1 1 - 从动盘毂：1 2 - 减震器盘 但是随着对汽车乘座舒适性要求的不断提高，对离合器从动盘式扭振减振器的性 能要求也不断提高。然而，对离合器从动盘式扭振减振器的设计和改进，往往都受限 于离合器从动盘上的有限空间，难以达到对汽车动力传动系扭振及扭振噪声控制的较 高要求。在实际应用中也己证明离合器从动盘式扭转减振器存在着一些严重弱点，这 主要表现在如下几个方面： 1 在离合器从动盘上，盘毂与从动盘摩擦片之间的可用空间有限，不能充分满足扭 振减振器弹性元件、阻尼元件布置上的要求。 2 由于受离合器从动盘结构空间的限制，减振器弹性元件设计尺寸小，不能较好地 满足强度和刚度的要求，致使减振器在使用过程中经常出现弹簧折断事故和弹簧松弛 失效等现象。 3 由于离合器从动盘式扭振减振器的工作扭角小( 一般5 。1 0 。) ，故其扭转刚度 大，致使减振器隔振效果差。 4 由于受结构的限制，离合器从动盘式扭振减振器的最大工作扭矩和最大扭转角都 偏小，其工作能力有限。要进一步的解决动力传动系统的扭振和噪声问题，传统的离 合器从动盘式扭转减振器已经没有多少潜力，国外早己开始研发新型的扭转减振器， 其中最典型的就是双质量飞轮式扭转减振器( d u a l m a s sf l y w h e e lt o r s i o n a ld a m p e r ， 简称d m f ) 。这种新型的扭转减振器不仅能够克服传统的离合器从动盘式扭转减振器 的缺点和不足，而且可以有效的解决整车动力传动系统中的扭转振动和扭振噪声，是 扭转减振器发展史上的一个飞跃。 1 3 双质量飞轮式扭振减振器的产生和发展 双质量飞轮式扭振减振器简称双质量飞轮( d u a l m a s sf l yw h e e l ，简称d m f w ) ， 是上世纪八十年代中期出现并发展起来的一项汽车技术1 2 j 。由于其优点多，实用性能好， 所以国外一些技术较先进的厂家均拥有自己开发的双质量飞轮，并成功地应用于多种 车型。据j a s e 资料介绍，双质量飞轮首次出现是在1 9 8 4 年，它被装在日本丰田汽车 公司( t o y o t a ) 的“m a r k i i ”汽车上。虽然该车基本上采用了离合器从动盘式扭 振减振器的形式，但这是汽车动力传动系双质量飞轮扭振减振器发展史上的一个转折 点。1 9 8 5 年，德国宝马公司( b m w ) 首次将双质量飞轮作为正式产品装备车辆，车型 为b m w 3 2 4 d ，当时该车被称为“w o r l d sq u i e t e s td i e s e l ( 全世界最安静的柴油机) ”。 随后，宝马公司相继在b m w 5 2 4 t d 、b m w 5 2 5 、b m w 5 2 8 e 车上装备了双质量飞轮， 大大降低了这些汽车动力传动系的扭振和扭振噪声。与此同时，世界上其他国家，如 法国、英国、美国、等汽车生产大国，都进行了双质量飞轮产品的研制和开发，其中 尤其以德国和法国的成果最为显著。到上世纪9 0 年代初双质量飞轮产品已基本趋于成 熟，在此期间出现了大量的专利产品，并且在s a e 上出现了研究双质量飞轮的论文； 与此同时双质量飞轮产品也由原来简单的机械干摩擦式发展到液力阻尼式机液一体化 的现代化产品，产品应用范围也由用于柴油车发展到用于汽油车、大客车、中低档轿 车上。目前，欧洲汽车开始广泛使用这种新型扭振减振器，而传统从动盘式扭振减振 器正逐渐退出历史舞台。 在我国，汽车工业起步较晚，起点较低，长期以来靠引进国外技术生产汽车及其 零部件。自八十年代起，我国的汽车工业进行了大规模的技术改造，各主要汽车生产 厂家和零部件生产厂家都先后引进了一些先进的设备和技术资料，整体技术水平有了 长足的进步，不少厂家已经吸收、消化了从动盘式扭振减振器的生产和设计技术。对 于双质量飞轮，国内尽管有一些汽车公司和大学开展了研究，但由于在加工技术及设 计理论方面的欠缺，产品的性能距离使用要求还有较大差距，所以只生产出了样件， 并没有批量生产，国内一些装备有双质量飞轮的中高档轿车，目前使用的都是进口产 品。 1 3 1 双质量飞轮的分类 在十多年的发展过程中，双质量飞轮式扭振减振器出现了多种不同形式。人们从 不同的角度出发，研究解决实际应用中的一些问题，提出了各自的解决法案，最终使 双质量飞轮式扭振减振器的性能不断提高。就采用的弹性元件而言，有螺旋弹簧式和 橡胶弹簧式；而螺旋弹簧式又可根据弹簧的布置可分为径向弹簧式和周向弹簧式，其 中周向弹簧式又有长曲线弹簧式和短轻弹簧式【2 j 【4 j ：就所采用的摩擦阻尼类型而言，有 干摩擦阻尼式、粘性摩擦阻尼式和空气阻尼式；就所采用的轴承来分，有滚动轴承式、 8 滑动轴承式和推力轴承式如图1 1 1 。经过人们这些年的研究，双质量飞轮的结构形式 得到了很大发展，与各种其它结构综合使用的形式也相继出现。 根据采用的弹性元件分类 橡胶弹簧式 螺旋弹簧式 根据采用的摩擦阻尼类型分类 根据采用的轴承分类 周向弹簧式 差塞譬冀萋萎 径向弹簧式 干摩擦阻尼式 粘性阻尼式 空气阻尼式 滚动轴承式 滑动轴承式 推力轴承式 图1 1 1 双质量飞轮的分类 1 3 2 双质量飞轮扭振减振器的结构及优点 双质量飞轮式扭振减振器的基本结构有三大部分，即第一质量( 第一飞轮) 、第二 质量( 第二飞轮) 和两质量之间的减振器。第一质量与发动机曲轴输出端法兰盘相联 接，第二质量通过一个轴承安装在第一质量上，第二质量与离合器壳相联接。第一、 第二质量之间可以有相对转动，它们之间通过减振器相联。如图1 1 2 所示为离合器从动 盘式扭振减振器与双质量飞轮式扭振减振器结构比较示意图1 1 2 。 ( a )( b ) 图1 1 2 离合器从动盘式扭振减振器与双质量飞轮式 扭振减振器结构比较示意图 ( a ) 离合器从动盘式扭振减振器 ( b ) 双质量飞轮式扭振减振器 卜第一飞轮；2 一减振器；3 一第二飞轮 9 双质量飞轮的主要优点有： a 通过修改质量、刚度、阻尼，实现对汽车动力传动系扭振上的综合控制，在汽车的 各种行驶工况下都具有优良的减振隔振效果，可彻底消除传动系统的齿轮噪声也使 传动系扭振控制措施大大简化。 b 克服了离合器从动盘式扭振减振器受空间限制的缺点，使减振器在空间布置上变得 容易，可以比较容易地设计出能满足强度和刚度要求的弹性元件，确保其相对扭转 角度和传递的扭矩足够大，而且降低了扭振减振器扭转刚度，大大提高了减振和隔 振的性能，并且便于采用多种型式的弹性和阻尼元件，如橡胶弹簧、液压阻尼器等。 c 可较多地沿用离合器从动盘式扭振减振器的结构及设计、制造方法。虽其成本较传 统的离合器从动盘式扭振减振器略高，但从性能价格比看，它仍具有显著的优越性。 1 3 3 双质量飞轮的减振原理 双质量飞轮式扭振减振器的实质在于：一方面由弹簧扭转减振系统，来吸收发动 机输出扭矩中所包含的变动扭矩成分，将平均化的扭矩传递给变速器，衰减扭转与振 动有关的振动和噪声：另一方面，通过将飞轮分成不同质量的两块，使整个动力传动 系统的固有频率大大降低，从而使发动机的工作转速范围避开共振区。 整体型飞轮的扭转特性分析： 建立如下的受迫振动微分方程组： j ，。办= 丁s 抽o ) t ( 1 1 ) l 办= s i nr o t 式( 1 1 ) 中： j r 。一一整体型飞轮的转动 识一一，。的角位移量 ts i ng o t ：表示发动机曲轴的正弦激励扭矩，0 9 为激励频率 由上面的振动方程组可以很容易得出整体型飞轮的扭转振动的角频率响应关系式 ( 1 2 ) ： 立：一三 ( 1 2 ) 一= 一一 i zj 丁 1 0 2 分析双质量飞轮式扭转减振器的扭振特性，等价的将其结构简化成两个自由度扭 振系统，对整体型飞轮可建立如下的受迫振动微分方程组：双质量飞轮式扭转减振器 本身是一个两自由度的扭振系统，图1 1 3 是采用干摩擦阻尼的d m f 力学模型示意图。 ，j 一1 _ - l s i n ( w t ) i ： k t 一? j i ： 一 f r 一另 一舅 0 i0 2 图1 1 3采用干摩擦阻尼的d m f 力学模型 其中： ，一一初级飞轮转动惯量； r ，一一二级飞轮转动惯量； 0 1 ，b 一一分别为，的角位移量； k 一双质量飞轮的扭转刚度； c 一双质量飞轮的阻尼系数； t s i n m t 一一表示发动机曲轴的正弦激振扭矩，c o 为激励圆频率 根据双质量飞轮式扭振减振器的扭振系统简化模型，可以对其建立如下的系统受 迫振动微分方程组： j 1 8 l = - k ( 0 1 一日2 ) 一c ( 0 1 一日2 ) + t s i n c o t ，：8 22 一k ( 0 2 一日1 ) 一c ( e 2 一目，) ( 1 3 ) 8 1 = 咖s i n c o t 8 2 = 2s i n 耐 对于此微分方程组，先求出幺，反，吃，哦，带回式( 1 3 ) 中消去日，就可以推倒 出下面的双质量飞轮式扭振减振器的角振幅频率响应关系式( 1 4 ) ： 生；一_ 单一一一一_ ( 1 4 ) t ( k 1 1 c o ：+ j c w ) ( k 一1 2 2 + j c o j ) 一( k + _ c 2 ) 1 3 4 双质量飞轮式扭振减振器实效 双质量飞轮式扭转减振器的优良性能在大量的试验研究中也得到了充分的证实， 与传统离合器从动盘式扭转减振器相比，效果明显。下面是一些典型的试验研究结果。 1 、减噪效果 对噪声的影响双质量飞轮式扭转减振器减少噪声的效果如图1 1 4 所示。与传统的离 合器从动盘式扭转减振器相比，可以大幅度地减少转速及扭振波动，大大改善了噪声。 霎念忿黔 喜枷b 脚 芒 r i g i df l y h e e l 名 曩_ 睁_ 喇b 叶h 蚋 图1 1 4 降低噪声效果 图1 1 5 与图1 1 6 分别示出了汽车加速时车内前排座椅处噪声降低的效果和发动机 怠速时的变速器噪声的比较。从中可以看到双质量飞轮比从动盘式离合器可降低7 1 0 分贝( d b ) 的声压级，使怠速时的噪声降低至在离合器工作时达到听不出来的水平， 由不均匀转速引起的振动噪声被大幅地降低。 2 、减振效果 ，、 、 司 、_ ， 黾 、_ ， 鼎 垲 慑 ，- 、 ，、 司 、_ ， 号 、_ ， 鼎 瑙 救 2 0 3 04 05 0 6 0 7 0 车速( k i n h ) 图1 1 5 车内前排座椅处噪声比较 发动机转速( r m i n ) 图1 1 6 发动机怠速时变速器噪声的比较 1 2 双质量飞轮式扭转减振器最重要的特性在于它能使发动机曲轴的扭转振动波动大 幅度在衰减。将发动机的不均衡性大量过滤，让它较少地传递到变速器中去，从而明 显地起到了整车传动链隔振的作用。图1 1 7 示出了传统系统离合器从动盘式与双质量飞 轮式扭转减振器的变速器角加速度幅值曲线，从中可以看出，在离合器从动盘式扭转 减振器的传统系统中，低速区没有明显的隔振作用。与此相反，装有双质量飞轮式扭 转减振器的变速器角加速度曲线比传统系统变速器的角加速度曲线变得平滑没有尖峰 冲击( 减小了冲击度) ，而且数值也大大降低。 1 0 0 0 2 0 0 0 3 0 0 0 1 0 0 02 o3 0 0 0 s p e e df r p m 】s p o e c li m m l 图1 1 7 传统离合器与双质量。l l 轮角加速度曲线比 良好的隔振性，能使发动机在通常转速区域内特别是在较低速区，动力总成最大 可能地避免共振，为节能运行创造了条件，因为这使得发动机可以主要运转在低速区， 由此可以节省燃油。很多现代化发动机具有相当平坦的扭矩曲线，这样的发动机更为 节能运行提供了可能性l ”j i 川。 3 、对变速器的减载 双质量飞轮式扭转减振器另一项积极的效果是减少了变速器的载荷。由于减轻了 变速器输入轴的运转不均衡性，汽车的动力传动系和变速器都可以减少应力。图1 1 8 至图1 2 0 示出了双质量飞轮与传统从动盘式扭转减振器对变速器后端振动加速度、输出 轴的角加速度及箱体振动噪声的影响效果的比较。从中可见在发动机的工作转速范围 内，双质量飞轮式扭转减振器大幅度地减小了传递到变速器的传动力矩波动，较好地 衰减传统系统中的高频附加扭矩。减小变速器动载荷，就可以传递较高的静扭矩。另 外，还可以防止齿轮间的冲击和异常噪声，提高齿轮及其它传动系部件的使用寿命。 1 3 4 、对曲轴的减载 。 毋 、 叼 墨 v 拦 蹦 具 峨 01 0 0 02 0 0 03 0 0 04 0 0 0 转速( r l m i n ) 图1 1 8 变速器后端振动加速度比较图 发动机转速( r - i a ) 图i 1 9 变速器输出轴的角加速度比较 穹 v 幽 恨 蒜 臻 1 0 0 02 0 0 03 0 0 0 发动机转速( r _ i n ) 图1 2 0 变速器箱体振动噪声的比较 1 4 2 0 8 6 4 2 篆，u倒煅最 在从动盘式扭转减振系统中，飞轮包括离合器在内的惯性较大，刚性地与曲轴联 接。在发动机转速改变时，飞轮巨大的转动惯量所带来的惯性力矩给曲轴施加了较高 的动载荷。 双质量飞轮的初级飞轮质量比传统系统的飞轮质量小得多，所以飞轮转动惯量减 小了。并且双质量飞轮是弹性的，所以，尽管双质量飞轮的发动机运转不均衡性有增 无减，但是由此形成的动载荷却下降了，施加给曲轴的动载荷也减小了。同时，次级 飞轮质量对于曲轴的弯曲载荷而言可以忽略不计。因为次级飞轮质量只是非常松垮地 通过扭转减振器及滚子轴承与初级飞轮质量相连接，实际上不产生对于曲轴的动载荷。 所以双质量飞轮可以减小曲轴的载荷。 1 3 5 双质量飞轮式扭振减振器的几种典型结构 双质量飞轮的结构种类繁多，下面简要介绍几种。 ( 1 ) 采用长曲线螺旋弹簧的双质量飞轮 图1 2 1 长曲线螺旋弹簧双质量飞轮 这种减振器在飞轮第一质量和减振器之间形成一个封闭的隔腔( 如图1 2 1 ) 。在隔 腔内布置弹簧，同时在隔墙内充满油脂。由于油脂在对运动起阻尼作用的同时也润滑 弹簧，此时，弹簧磨损成为次要问题，因而可加长弹簧长度，增加其有效压缩量，进 而使飞轮两质量间可有较大的相对扭转角( 一般可达2 0 0 1 3 0 0 ，最高可达4 5 0 ) 。由于 其扭转刚度小，共振频率低，因而控制扭振和噪声的能力增强，是一种具有代表性的 双质量飞轮。其主要缺点是密封困难，同时阻尼力大小不易控制，加工精度要求高。 这种双质量飞轮式目前世界上最具有代表性的双质量飞轮。 ( 2 ) 采用短轻直弹簧的双质量飞轮1 1 u j 籍隰漫饕 图12 2 短轻直弹簧双质量飞轮 由于在双质量飞轮式扭振减振器申减撮弹簧分布半径较大，所受离心力大，同时 在与传统离合器从动盘式扭振减振器减振弹簧分布角相同的情况下，其弹簧长度加长， 此时弹簧径向易发生变形，导致弹簧与窗口接触，从而加剧弹簧磨损。为解决这个问 题，选择轻的弹簧，使离心力减小，同时又因其短，径向弯曲和周向变形也小，因而 较好地解决了弹簧的寿命问题1 9 】。为保证传递足够大的转矩，通常有多组弹簧共同工作 ( 如图12 2 ) 。这种双质量飞轮式扭振减振嚣较多地沿用了传统离合器从动盘式扭振减 振器的概念。在此基础上，人们做了很多改进，使得其结构日趋完普。 图12 3 带有怠速减振级的短轻弹簧双质量飞轮 为使减振器在各种不同工况下均能很好地工作，人们常将弹簧分组，各组弹簧刚 度不一样，起作用的时间不一样，从而获得良好的非线性特性。带怠速减振级的减振 器就是将先起作用的一组弹簧刚度设计成很低专门用于碱缓怠速时的噪声【( 如图 12 3 ) 。 按其与摩擦阻尼元件的连接方式还可分串联式和并联式两种捌。前者的实际使用 效果更好些，但结构复杂，设计和布置困难。为了更好地发挥减振性能，人们还采用 了行星齿轮结构( 如图l2 4 ) 。 图1 2 4 带行星齿轮结构的短轻弹簧双质量飞轮 为了更好地缓减弹簧的磨损，可将弹簧与窗口隔开，使两者根本不能发生滑磨， 这样可使减振弹簧寿命大为提高，可靠性也得以提高。具体控制措施有：在弹簧的中 间安装可滑动式弹性支持架；采用变螺距减振弹簧，并安装保持架。有些还加装小型 动力吸振器，这样既减轻了振动和噪声，还可获得变刚度特性：设置长的弹簧支座 使其具有弹簧导杆的作用，借以限制弹簧的位置。采用短轻弹簧需要增加弹簧座和弹 簧滑套，这就增加了零件的数目，增大了制造精度要求，提高了生产和装配复杂度。 ( 3 ) 径向双质量飞轮i 邳 径向双质量飞轮式扭振减撮器( r d m f ，如图12 5 ) 的结构特点在于其减振弹簧 为直弹簧，分组安装在由减振器侧板、从动板组成的沿飞轮径向的弹簧室中，其侧板 和从动板通过两个传动销分别与飞轮的第一质量、第二质量相连。当减振器不承受转 矩时。弹性机构组件处于沿飞轮径向的初始位置；当其受到转矩作用时，第一、第二 飞轮之间产生相对转角，而减振弹簧只产生简单的轴向压缩变形。这样布置弹簧可使 得减振器具有非常理想的非线性弹性特性，其扭转刚度随着传递扭矩的增加而逐渐增 大( 如图12 5 ) 。 图12 4 径向取质量飞轮 攀 l 7 ? t | l j c 0 2 一1：0 20 20 61 一0 2 | $ 。 一0 6 j 一 1 图1 2 5r d m f 的特性曲线 与弹簧周向布置的双质量飞轮相比，径向双质量飞轮式扭振减振器还有如下优点： 弹性特性和阻尼特性比较稳定；受离心力的影响比较小；结构比较简单。 ( 4 ) 采用橡胶弹簧的双质量飞轮【1 0 l 如图1 2 6 所示的减振器用橡胶弹簧替代了前一方案中的钢丝螺旋弹簧。这样做以 后就不存在前述的弹簧磨损的问题，同时由于橡胶的非线性弹性特性和高的内阻尼， 使得减振器的弹性特性更为合理，同时还简化了结构。其主要缺点是橡胶弹簧易老化， 长时间工作后，橡胶发热，阻尼力下降。 图1 2 6 橡胶弹簧d m f ( 5 ) 采用空气阻尼的双质量飞轮1 1 0 】 大多数的双质量飞轮都是采用的干摩擦阻尼或粘性阻尼，这两种阻尼都很好实现。 粘性阻尼一般都是将弹簧舱密封，在里面注满粘性材料来实现，而干摩擦阻尼一般是 在两个飞轮之间添加摩擦材料来实现。除此之外还有一种概念是采用空气阻尼来实现 减振，其结构如图1 2 7 。 图12 8 液力冠质量飞轮 ( 7 ) 摆式双质量飞轮1 3 i 最近有人开始研亢采用离心摆来消除发动机的振动。这种结构的双质量飞轮有两 种实现方案：一种是将离心摆安装在第一飞轮上，另一种是将离心摆安装在第二飞轮 上。( 如图12 9 ) 当安装在第一飞轮上时，它可同时对作用在附件上的激励起到减振作 用，第一飞轮密封舱内的润滑材料也可以对它起到润滑作用，但它所需摆的质量很大， 约3 5 虹。当安装在第二飞轮上时它不能对作用在附件上的激励起作用，但却可将 1 9 摆的质量降到约1k g 。 图1 2 9 摆式d m f 的两种结构 ( 8 ) 用滑动、推力轴承的双质量飞轮【1 0 j 分双质量飞轮都使用滚动轴承，也有一些概念使用滑动轴承和推力。采用滑动轴 承的双质量飞轮减振器的两飞轮之间采用滑动轴承联结，使得弹簧的布置空间变大， 但加工和制造相对困难一些。采用推力轴承的双质量飞轮，减振器结构更为简单，加 工和制造也更为简单。 1 4 论文研究的主要内容 论文研究的主要内容： 1 对双质量飞轮产品进行初步理论分析，针对宇通公司的z k 6 1 2 1 w d 型客车进行 动力传动系建模，讨论动力传动系的共振情况，通过动力学仿真软件a d a m s 建立汽车 动力传动系仿真模型，对z k 6 1 2 1 w d 车在安装从动盘式扭振减振器与双质量飞轮式扭 振减振器后的输出角速度与角加速度进行比较分析。 2 讨论z k 6 1 2 1 w d 客车双质量飞轮产品转动惯量比、刚度系数、阻尼系数的确定 及双质量飞轮式扭振减振器中弧形弹簧的计算。 3 完成与z k 6 1 2 1 w d 客车相配套的双质量飞轮式扭振减振器的结构设计并通过 三维绘图软件q 玎n 建立其整体与内部组成元件的三维模型，并利用a n s y s 对关键件 进行有限元分析。 4 设计产品加工工艺，生产样件，再进行试验检验。 第二章z k 6 1 2 1 w d 客车汽车动力传动系固有特性分析 本文优化设计的双质量飞轮扭振减振器是为宇通公司的z k 6 1 2 1 w d 型客车设计 的，由于汽车动力传动系统的质量和弹性分布很不均匀，进行扭振分析时宜于采用多 自由度集总质量一弹性一阻尼的离散化分析模型。同时在建立模型时，应该遵循以下 几个原则： 1 、将扭转弹性小、转动惯量大的构件( 如齿轮等) ，简化为刚体惯量块。 2 、将扭转弹性大、转动惯量小的构件( 如联接轴等) ，简化为无惯量的扭转弹簧。 3 、对于扭转弹性较大、转动惯量大的构件，其刚度的影响分配到附近的扭振弹簧上。 4 、对于扭转弹性大、转动惯量较大的构件，其转动惯量的影响分配到附近的惯量块上。 5 、因小阻尼对扭转振动的影响本身就不大，故除离合器、传动轴和轮胎处以外的不予 考虑。 6 、将各轴的刚度及其上的惯量进行等效转化。 7 、车辆平动部分的影响以等效的方式转化到传动系统的轮胎上。 根据以上原则，我们可以建立多自由度的质量一刚度一阻尼离散化扭振分析模型。 另外，对于满足静扭矩传递强度要求的汽车传动系而言，扭转共振现象往往对正常工 作造成威胁，即发动机的工作频率落在传动系统的固有频率附近或与其相重合。这时 传动系统会产生较大的扭转振幅，它所引起的动态应力往往要超出静态工作应力许多， 导致相关零件的疲劳寿命大幅降低，甚至引起传动系统零部件因强度不足而损坏，严 重影响到车辆的工作可靠性和使用寿命。因此对整车的固有频率和固有振型的研究意 义重大。 2 1 整车动力传动系扭转振动分析 根据汽车动力传动系统的组成和一般的建模原则，对该车的动力传动系统可以建 立1 7 个自由度的扭振分析模型。图2 1 和图2 2 分别是采用c t d 和d m f 的整车行驶 状态下的动力传动系统扭振分析模型。 2 1 一k ，k ：硒k ；艮 k k ek 柚k x lk , - k d& tk 鸠k tk h 。- -_- - “ 。 - - 。 一 图2 1 采用c t d 的整车行驶状态下动力传动系统扭振分析模型 k ， k ：bk ：i f ,k k ：k k k 。 k x lk r k uk x ；k g k -k x ： i 。i ：i ，i 。i ，i 。i ： i 。 i i ， 工- t i , - i - i - 。 i ，si 耻i r 一t 苫 舌 一一一一 一 一- 一- 一- 一-一-一 图2 2 采用d m f 的整车行驶状态下动力传动系统扭振分析模型 参数说明如下： 1 1 发动机附件及减振器 1 2 一一第一个曲柄连杆机构 1 3 一一第二个曲柄连杆机构 1 4 一一第三个曲柄连杆机构 1 5 第四个曲柄连杆机构 1 6 第五个曲柄连杆机构 1 7 第六个曲柄连杆机构 1 8 飞轮及离合器盖 i s 双质量飞轮的第一飞轮总成 1 9 一一离合器从动盘上的从动盘毂 1 9 一一双质量飞轮的第二飞轮总成 1 1 0 一一变速器第一轴 1 1 1 变速器中间轴及二轴 1 1 2 一一中桥传动轴的第一部分 i ，3 一一中桥传动轴的第二部分 i - i g kk k k k k 一一 kk l i i g l ： 一 l l l l l l 一 i 已 l 一 1 。一中桥传动轴的第三部分 1 1 5 减速器主动齿轮 1 1 6 差速器及从动齿轮 1 1 7 一一两个半轴及其轮毂、四个车轮 k ，发动机减振器的扭转刚度 一一第一个和第二个曲柄连杆轴颈间的轴段扭转刚度 k 3 一一第二个和第三个曲柄连杆轴颈间的轴段扭转刚度 k 一一第三个和第四个曲柄连杆轴颈间的轴段扭转刚度 k 5 第四个和第五个曲柄连杆轴颈间的轴段扭转刚度 民一一第五个和第六个曲柄连杆轴颈间的轴段扭转刚度 k 7 第六个曲柄连杆轴颈至飞轮间的轴段扭转刚度 离合器从动盘式扭转减振器扭转刚度 双质量飞轮式扭转减振器扭转刚度 岛变速器第一轴的扭转刚度 k l o 变速器中间轴及第二轴的扭转刚度 k ，一一传动轴第一部分扭转刚度 k 1 ：一一传动轴第二部分的扭转刚度 k 1 3 传动轴第三部分的扭转刚度 k ，厂一传动轴末端与主减速器连接处的扭转刚度 k 1 5 差速器与从动齿轮之间的齿轮轴的扭转刚度 k 1 6 两个半轴的扭转刚度 k 1 7 减速器与半轴车轮连接间的扭转刚度 c 1 发动机扭转减振器的扭转阻尼 c 2 发动机飞轮与离合器从动盘问的扭转阻尼 c 2 双质量飞轮第一飞轮与第二飞轮件的扭转阻尼 c 3 轮胎与地面间的扭转阻尼 2 2 动力传动系统模型的动力学方程 根据牛顿第二定律可建立如下的方程组( 2 1 ) ： j i 9 1 + k 。( b 一0 2 ) = 0 j ：0 2 + k 1 ( 8 2 一0 1 ) + k 2 ( 曰2 0 3 ) = 正 j 3 0 3 + k 2 ( 岛一0 ：) + k ，( 岛一0 。) 一疋 j 4 0 4 + k 3 ( 臼4 0 3 ) + k 4 ( 曰4 0 5 ) e 五 j 5 0 5 + k 4 ( 8 5 0 4 ) + k 5 ( 8 5 日6 ) = l j 6 0 6 + k 5 ( 8 6 一吼) + k 。( a 6 0 7 ) = 互 j7 0 7 + k 6 ( 8 7 0 6 ) + k 7 ( 口7 0 8 ) t 瓦 j 8 0 8 + k 7 ( o s 一0 7 ) + k 8 ( 吼一0 9 ) 一0 j 9 0 9 + k 8 ( 0 9 一吼) + k 9 ( 臼9 0 l o ) ；0 j l o q o ，i l q l j 1 2 0 1 2 + k 9 ( 日l o 一岛) + k l o ( 岛。一0 l ，) 一0 + k l o ( 吼l 一0 l o ) + k l l ( 吼l 一0 ，2 ) = 0 + k 1 1 ( 8 1 2 一b i ) + k 1 2 ( 8 1 2 0 1 3 ) = 0 j 1 3 0 1 3 + k 1 2 ( 目1 3 0 1 2 ) + k 1 3 ( 口1 3 0 1 4 ) 一0 j 1 4 0 1 4 + k 1 3 ( 8 1 4 8 1 3 ) + k 1 4 ( 8 1 4 0 1 5 ) = 0 j 1 5 8 1 5 + k 1 4 ( p 1 5 一0 1 4 ) + k 1 5 ( 岛5 一b 6 ) = 0 j 1 6 0 1 6 j 1 7 幺7 + k 1 5 ( 幺6 0 1 5 ) + k 1 6 ( 幺6 0 1 7 ) 一 + k 1 6 ( 吼7 一0 1 6 ) + k 1 7 0 1 7t0 o ( 2 1 ) 式中，昂疋、弓l 、e 、瓦分别是几个汽缸对曲轴的激励扭矩。上述动力学方 程组用矩阵表达为式( 2 2 ) ： p 够 + k = 亿 其中质