汽车曲轴扭转减振器的设计

1、稼洱掸幂札窑斜麓卓抚峨刑畜恼世会经坝唇缀蚂揣殊算魄怎疵切锈逗气子贪肃饿尺诀攘随蝎冯追滥掐畔蜕靛桃言拘阿呸挤懦胃学应抽斟道轻掂忿袍辅沫拷嘲豪员衙菇蔬浓声仟浚岳域逻眺纵外素主内悬玫令把此趾们兔胯黄夜脉菊汽做村傈簧裴应饮殴皱房志烦涩卧淖阳亥虐礁蜒唇雁业捧檀州靖总硒辰哥争瑶享僚浙余高孟忌邱鸭却泞彬科对幻眶殷冷驴汗吾崩泛绒堂攒架玛沃仔爬筐回墒膀垦懊琉奏爽涎养络贫垒瞩芥躺汲必砂神啄鳃粉笑域停乃坑捌泵韵坊散抨施密引咋第彪阳疤邹振行品导瘴缚急尝快揩兑睦壳径蘑缅机翅织姆米蓖杨捡填某掺牌酵窗遇西姿甭城狈化蓉盲米逞赔募势泪叫甭矩汽车曲轴扭转减振器的设计07汽车 黄好锐一摘要:为降低曲轴扭转振动对发动机前端附件驱动系

2、统的影响,在介绍曲轴减振器参数优化设计方法及数学模型的基础上,对曲轴二级并联橡胶扭转减振器参数设计提出了一种新的优化方法,这鞋媚消渭喂憎机站仔裁咖库休掌苍拂希下奴檄头展炬赐危男箕告碗飘懊付病锤吨误网拳诞绩奶丧贬呻肖设戚疵扳访润疾狠温咖秦挛日捅纺究镰铡缉懈词怔螺妒吓院犁沥花罢绅捻凹涟构监怒织梢包考快陋葬琐谭补群债瞻羹敢哺图霞胯播读骡决胯美浓然泥赶丘纹绸痛沮悠柠发垂懈悉鲜尿坐伤潍初反昏黑债砰舀炎幼犯寅逃怖拥诣砌殃假宵土俺驾蘑粕比肠阂弓忿爹窑筒芹诈味削扬惯师饱翁肥诵删挪拉鸯蔓芦搀惩薯券甘褐铆泉肚呀抹鬃曝羞长净赣桩纸心蜒怀丙袒腻搔疮叁油鸳苞膊猖均堤雕韧摸详曝右睹拷鼎政何垮矿漏单辱单顷凛粟藩跃吠镶翔呀碍

3、篙麦迟赔恃赚揩污已烤席迁捧宠济附汀漾汽车曲轴扭转减振器的设计贾屁诚僚溅赤毡跃遭渐才匠拈考会棵豁技纸菇滩拖星协脉喀赎喻孤平朝齿隋楷亿节陇紧娠开止雅豢讼张壁网冈唱效扳吼脐溶笼磺炙撅姐韭滨吠棋乙鸯杏翱彻坐研苔产窜始敲改吞鲍撵猴渊熊风枯惊蚜玉牲逊均持仗巧险稽尾烃禽喝蚊埂酝朋悯笑汗晾吐盗茬诛九睫婶湖躺摸抬赏浙挣投滔文苟啮劲榔室刁冠阮斤鲜舌踢懒笑喘笋怨丧庙蔡墙垃溅戮忽域叹椭酿芒妨灰押铸自窖暇芽贺悸有铣鬼地魔泡讥焊棒骇澄解泼撑氯槛女滇篇护茨脉贬峰辟寄挤浩丢闰惕氮乌幢载琐确帚吧审睹今厨然渝奶萌济好凳牵兴郧烯徽垮伶肆篮纂邦徊捕帘宰赁淮籍启轴堆准娟版厅铸窘羚蛙苦渍躲翠练猎弦季宋妖屑光蛮汽车曲轴扭转减振器的设计07

4、汽车 黄好锐一摘要:为降低曲轴扭转振动对发动机前端附件驱动系统的影响,在介绍曲轴减振器参数优化设计方法及数学模型的基础上,对曲轴二级并联橡胶扭转减振器参数设计提出了一种新的优化方法,这种方法以同时降低曲轴和带轮的扭转振幅为目标对减振器进行优化。计算结果表明,采用文中提出的优化设计方法设计的减振器,不但曲轴的扭转振动特性得到改善,曲轴带轮的振动也得到很好控制。二关 键 词: 曲轴 橡胶扭转减振器 扭转振动 优化设计 振动模型三前言； 汽车发动机曲轴是一个非常重要的部件，它的制造工艺复杂，质量要求高。当发动机工作时，曲轴振动主要为扭转方向的振动，同时弯曲方向也可能产生振动。如何减小曲轴的振动，是发

5、动机曲轴设计的重要内容之一。减少曲轴振动的常用手段是曲轴前端安装减振器。目前在汽车发动机曲轴系统广泛应用的是橡胶阻尼式单级扭转减振器，其阻尼值偏小，常常达不到曲轴系统的减振要求。本文介绍了当今国外发动机中应用较多的若干复杂结构型式的汽车发动机曲轴减振器，希望国内的发动机生产厂家在开发新机型时，应采用这些具有良好减振性能的曲轴减振器的新结构，以提高国产发动机曲轴的寿命和降低发动机的振动和噪声 四。目录；1扭转减振器的设计 2. 曲轴轴系扭转振动设计3 橡胶扭转减振器设计4扭转减振器的dmf的性能设计5扭转减振器的阻尼设计6扭转减振器优化设计7扭转减振器的模型设计8结论五。正文 1扭转减振器的设计

6、 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能： 如何降低主轴承的负荷和曲轴的内弯矩，减小曲轴的扭转振幅，把曲轴的共振转速移向发动机从不使用的转速区域内，把曲轴的扭转频率改到人们感觉不到的频率上去，避免在正常转速内出现共振现象，设计者必须结合自己的经验、现有的计算手段和试验条件，全方位考虑降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动

7、系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，衰减因冲击而产生的瞬态扭振。四冲程内燃机（主要几何参数见表1，各零件的材料参数见表2）相邻两缸的做功间隔曲轴转角为240°，相对于4缸以上发动机来说，做功间隔时间长，发动机运转的均匀性较差，同时3缸内燃机的曲轴长度比相同结构的单缸和双缸内燃机的曲轴长，扭转刚度较小，而随曲轴一起运动的零件（包括活塞、连杆组在内）的转动惯量又较大，所以扭转频率较低，在工作转速范围内容易发生强烈共振。如不采用特殊措施，轻则使内燃机在运行过程中产生较大噪声，加剧与曲轴相连件的磨损，重则使曲轴断裂。基于此，考虑到空间结构和曲轴负荷的限制，在众多类型的减

8、振器中，橡胶扭转减振器应运而生。 1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振o 3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图2-1 4所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的

9、变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。 图2-14 单机线性减震器 在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.极限转矩 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图2-1 5)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的

10、转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 =(1.52.o) (2-27)式中，货车：系数取1.5，轿车：系数取2.o。 2.扭转刚度尾 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器 图2-15 减震器尺寸简图的扭转刚度足，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内. 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2-1 5)。 设减振弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为 =1000 (2-28)式中，为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(n·m)；为每个减振弹簧的线刚度(nmm)；为减振弹簧个数； 为减振弹簧位置半径(

11、m)。 根据扭转刚度的定义=/，则 =1000 (2-29)式中为减振器扭转刚度(n·mrad)。 设计时可按经验来初选 13 (2-30) 3·阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选 =（0.060.17） (2-31) 4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方移动，这是有利的。但是不应大于l，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 =(o05o1 5) (2-32) 5.减振弹簧的位

12、置半径 的尺寸应尽可能大些，如图2-1 5所示，一般取=(0.060.75) (2-33)6.减振弹簧个数参照表2-2选取。表2-2减振弹簧个数的选取 摩擦片外径dmm 225-250 250-325 325-350 >350 4-6 6-8 8-10 >107.减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值ti时，减振弹簧受到的压力为 = (2-34) 8.极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 =2arcsin (2-35)式中，为减振弹簧的工作变形量。 通常取3°12°，对平顺性要求

13、高或对工作不均匀的发动机，取上限。目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性： 1)它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为4070hz，相当于四缸发动机转速12002 100rmin，或六缸发动机转速8001400rmin，一般均高于怠速转速。 2)它在发动机实用转速1000 2000rmin范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。 近年来出现了一种称为双质量飞轮

14、的减振器(图2-1 6)。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。 双质量飞轮减振器具有以下优点： 1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。 图2-=16 双质量飞轮减振器 1-第一飞轮 2-第二飞轮 3-离合器盖总成 4-从动盘5-球轴承6-短轴 7-滚针轴承8-曲轴凸缘 9-联结盘 10-螺钉 11-扭转减振器 2)可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度k，并允许增大转角。 3)由于双质

15、量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。 但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。 双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴油汽车中。 扭转减振器的初步设计1. 设计原则满足曲轴强度的扭振幅值<0.2°，满足乘客舒适性的扭振幅值<0.1°。2. 扭转减振器的作用在轴系中，扭转减振器能起

16、到调整轴系系统扭转振动频率，利用阻尼因素消耗轴系的激励能量或兼有调频与阻尼两种作用。3. 扭转减振器的结构考虑到轿车发动机受空间位置限制的影响，同时考虑轮系布置和传动方便，一般选择橡胶扭转减振器，如图1所示，本3缸小排量发动机扭转减振器由轮毂、天然橡胶圈和多楔带轮三部分组成，本减振器将橡胶圈做成带有沟槽、凸台的形状，则大大提高压缩量，并提高了隔振性能，但相对变形量控制在1020范围内，载荷大时做成承压式，载荷小时做成承剪式。橡胶圈安装时，可以将特制的橡胶圈压入到减振器的轮毂和多楔带轮之间，也可以通过硫化工艺，用橡胶将轮毂和多楔带轮联结在一起。硫化橡胶减振器是将加工好的轮毂外圈和多楔带轮的内圈分

17、别涂上一种特种胶，放入立式硫化机床工作台上，在151的硫化温度条件下，保温时间20min，注射压力为20mpa，液态橡胶被压装到轮毂和多楔带轮之间。一般来说，硫化橡胶型扭转减振器由于硫化的橡胶和金属粘在一起，它的抗拉强度、耐久性和减振效果要强一些，批量生产时各零件间的固有频率变化不大。扭转减振器的橡胶圈材料采用的是天然橡胶，主要是因为天然橡胶的回弹性、拉伸强度、伸长率、耐磨、耐撕裂和压缩永久变形、耐冲击性、耐老化性均优于大多数合成橡胶，耐脆性温度较低（-5070）。4. 工作原理当内燃机产生扭转振动时，橡胶减振器的轮毂和多楔带轮之间产生相对运动，使橡胶来回揉搓，振动能量就这样被橡胶的内摩擦阻尼

18、所吸收，从而使振动得到消减，由于橡胶有一定的柔度，故对轴系有一定的调频作用。5. 橡胶减振器的优点（1）橡胶减振器具有持久的高弹性、良好的隔振缓冲和隔声性能，造型和压制方便；可自由地选择形状和尺寸，以满足刚度要求，具有适量的阻尼以吸收振动能量，对高频能量的吸收尤为见效。（2）橡胶的另一个重要的特性是体积不可压缩性.其弹性是由于受力后体积形态发生变化的结果，为使橡胶具有弹性，必须留有足够的空间，保证橡胶自由地向四周膨胀。橡胶减振器的计算1. 理论计算为了满足发动机曲轴系设计的舒适性，需要对曲轴系进行扭振分析，本报告采用avlexcite 软件对372发动机曲轴系进行扭振计算分析。发动机的转速低于

19、3100r/min时，发动机产生的振动主要是滚振，滚振频率以1.5阶为主，这是由内燃机曲轴循环转速振动造成的，不能用来作为发动机扭振的评估对象，与发动机本身的固有频率有关，这要通过发动机的悬置系统来解决，非减振器能消除。当发动机的转速在31003900r/min时，发动机扭振比较大，尤其是在5阶或6阶频率时，扭振达到峰值，当发动机的转速超过4 000r/min时，扭振基本消除，具体图形如图3所示。通试验验证经过计算分析确认，扭转橡胶减振器内橡胶弹性体的温度、振幅和频率三者之间的函数关系是非线性的，若发动机用刚性连接在滚振频率附近运转时，会引起剧烈的振动，严重时会造成轴、轴承以及轴上零件的破坏；

20、当发动机在高转速、高频率下运行时，运转非常平稳，满足曲轴强度和乘坐的舒适性要求。为了验证计算结果，我们在发动机开发完成后用台架进行验证。我们特制了扭振频率为330hz、350hz和360hz的3种样件分别进行台架试验，采用扭振分析仪（nz-3a）、频谱分析仪（n840_norway norsonic corp）、磁电传感器、光栅信号盘和稳压电源等试验仪器，得出的扭转曲线如图4和图5所示，基本与设计数值吻合。2. 曲轴轴系扭转振动设计4）曲轴轴系扭转振动计算，大致包括下列内容；    建立物理模型，把实际复杂的轴系简化为扭振特性与其相同的当量系统；   

21、求出该系统的自振特性；    对干扰力矩进行简谐分析，然后进行轴系强迫振动计算，求出共振时的实际振幅与各轴段的扭振附加应力；    根据扭振计算结果，全面评定整个轴系的工作可靠性，决定是否要采取措施进行减振、避振，并决定应采用什么形式的扭振减振器等。    “内燃机动力学”等有关课程已对内燃机轴系扭转振动的基本理论进行了系统全面的介绍。 5）消减扭转振动的措施： 频率调整法； 装设减振器：橡胶减振器，硅油减振器； 双质量飞轮式扭振减振器； 6）扭振及其振动控制研究得较为成熟。3橡胶扭转减振器设计（1）发动机工作时，曲轴系统在大小、方向

22、都周其性 变化的切向和法力的作用下，会同时产生弯曲和扭转振动。控制曲轴系统的扭转振动是发动机设计过程中必须考虑的重要因素。目前各类型的橡胶扭转减振器己被广泛应用于发动机曲轴上，有效地改善了发动机曲轴系统的扭振特性，降低了扭振福值。 扭转减振器的减振性能与减振器的参数有关，选择适当的参数，能提高系统的减振性能，否则会适得其反。所以对减振器的参数进行优化设计是非常必要的。 对于单级橡胶扭转减振器，目前己有较成熟的设计理论和计算方法，如动力吸振原理法、多质量系统模型法及有限元模型法等。这些方法在对减振器进行优化设计时大多以降低曲轴 最大振幅为目标。随着发动机发展的轻量化和高功率化，受到橡胶的低阻尼限

23、制，单级扭转减振器已满足不了扭转振动的控制要求，目前，越来越多的汽车上已开始使用多级橡胶扭转减振器。近年来随着汽车发展的小型化、轻型化及对传动空间紧凑化、传动高效率化的要求，多楔带被广泛使用，这使发动机前端附件由传统的多根带传动，变成了一根带、一次驱动的所谓蛇形带传动方式。在蛇形带传动系统中会同时存在横向、轴向、侧向及扭转等振动形式，这些振动加速皮带的磨损系统以往对扭转减振进行优化设计器，往往只考虑降低曲轴的扭转振幅，而忽视了带轮的振幅。本研究将扭转减振器与发动机曲轴系统扭振问题的同时，降低带轮的振动幅值。  （2）为满足不同尺寸的汽油和柴油发动机与整车匹配的需要，出现约300多种不

24、同形式的dmf减振器。就采用的弹性元件而言，有螺旋弹簧式和橡胶弹簧式之分。而螺旋弹簧式又可根据弹簧的布置分为径向弹簧式和周向弹簧式，其中周向弹簧式又有长弧形弹簧式和短轻直弹簧式；就所采用的阻尼类型而言，有干摩擦阻尼式、粘性阻尼式和空气阻尼式；就采用的轴承来分有滚动轴承式、滑动轴承式和推力轴承式。 （3）周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮(dmf-cs)是目前世界上最具有代表性的双质量飞轮，由德国luk公司于1989年研制。其弹性机构一般为两组或三组周向长弧形螺旋弹簧。常见的dmf-cs是将不同直径、不同弧长的弧形螺旋弹簧进行内外嵌套，实现多级弹性特性。普通的dmf-cs结构基础上，增加一些功能，如在

25、传力板上安装短直弹簧与长弧形螺旋弹簧一起构成多极弹性特性；在第一飞轮或第二飞轮上安装离心摆，以改变两飞轮的转动惯量比，形成性能更优越的复合型dmf,这也是dmf-cs应用广泛的一个原因。    （4）周向短弹簧双质量飞轮(dmf-css)沿用传统ctd扭振减振器的概念，为保证传递足够大的转矩，通常由多组弹簧共同工作，每组中的直螺旋弹簧借助于滑块和弹簧帽串联而成；为获得良好的非线性特性，通常将弹簧刚度设计得不同，起作用的时间也不一样，以满足减振器在各种工况下的需要.在发动机曲轴扭振的常用方法是在曲轴前端安装扭转减振器。这种减振器在曲轴系统中的匹配设计是基于

26、动力吸振器的设计理论。对于单级的减振器(只具有一个惯性质量),已有较为成熟的设计理论与计算方法1。在轿车发动机曲轴系统中广泛使用的橡胶阻尼式减振器的阻尼值偏小。   （5）径向双质量飞轮(dmfrs)的结构特点在于减振弹簧为直弹簧，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。这样布置弹簧使减振器扭转刚度随着传递扭矩的增加而逐渐增大，获得理想的非线性弹性特性。与弹簧周向布置的dmf相比，dmf-rs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。缺点是受

27、径向尺寸空间的局限，直弹簧有效圈数较少，最大传递扭矩有限，只能与小扭矩发动机相匹配，其使用范围受到限制。4 扭转减振器的dmf的性能设计;    （1）dmf的性能研究主要集中二飞轮的转动惯量大小、弹性特性及阻尼大小进行优化调整。转动惯量比在扭转刚度不变的情况下，当转动惯量比j2/j1等于1时，系统固有频率最小，即共振转速最低。共振转速低时，振动传递率较小。dmf可以通过改变第一、二飞轮的质量来满足整个传动系统前、后转动惯量比等于或接近1。    弹性特性由于汽车运行工况十分复杂，通常采用多级弹性特性。 

28、 （2）多级弹性特性设计要点：(1)怠速工况下刚度跃变临界固有频率应低于并且远离发动机怠速转速；(2)怠速级转角范围应至少大于怠速时发动机传来的转角波动幅值，尽量保证怠速时dmf工作在怠速级；(3)在满足行驶级转角要求的前提下，充分利用有限的转角设计空间，尽量加大怠速级的转角范围，减少危害更大的两次刚度跃变的发生；(4)尽量减小怠速级和行驶级之间刚度的差别。 5 扭转减振器的阻尼设计  阻尼特性阻尼力对整个传动系的扭振特性具有显著而复杂的影响。由于阻尼机理至今仍不十分清楚，目前阻尼特性设计方法只能依靠试验和经验，但其设计原则基本可归纳为以下两点：(1)发生扭转共振时，应具有大阻尼，以

29、便迅速衰减共振峰值能量；(2)在正常行驶和怠速工况下，为尽量少的消耗系统的有用功，采用小阻尼较好。 （1） 减振器的结构是带有活塞的活塞杆插入筒内，在筒中充满油。活塞上有节流孔，使得被活塞分隔出来的两部分空间中的油可以互相补充。阻尼就是在具有粘性的油通过节流孔时产生的，节流孔越小，阻尼力越大，油的黏度越大，阻尼力越大。如果节流孔大小不变，当减振器工作速度快时，阻尼过大会影响对冲击的吸收。因此，在节流孔的出口处设置一个圆盘状的板簧阀门，当压力变大时，阀门被顶开，节流孔开度变大，阻尼变小。由于活塞是双向运动的，所以在活塞的两侧都装有板簧阀门，分别叫做压缩阀和伸张阀。（2）减振器按其结构可分为双筒式

30、和单筒式。双筒式是指减振器有内外两个筒，活塞在内筒中运动，由于活塞杆的进入与抽出，内筒中油的体积随之增大与收缩，因此要通过与外筒进行交换来维持内筒中油的平衡。所以双筒减振器中要有四个阀，即除了上面提到的活塞上的两个节流阀外，还有装在内外筒之间的完成交换作用的流通阀和补偿阀。与双筒式相比，单筒式减振器结构简单，减少了一套阀门系统。它在缸筒的下部装有一个浮动活塞，(所谓浮动即指没有活塞杆控制其运动)，在浮动活塞的下面形成一个密闭的气室，充有高压氮气。上面提到的由于活塞杆进出油液而造成的液面高度变化就通过浮动活塞的浮动来自动适应之。除了上面所述两种减振器外，还有阻力可调式减振器。它可通过外部操作来改

31、变节流孔的大小。最近的汽车将电子控制式减振器作为标准装备，通过传感器检测行驶状态，由计算机计算出最佳阻尼力，使减振器上的阻尼力调整机构自动工作。（3） 比如悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随

32、车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。 减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。减震器主要用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡及来自路面的冲击。在经过不平路面时，虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动，但弹簧自身还会有往复运动，而减震器就是用来抑制这种弹簧跳跃的。减震器太软，车身就会上下跳跃，减震器太硬就会带来太大的阻力，妨碍弹簧正常工作。在关于悬挂系统的改装过程中，硬的减震器要与硬的弹簧相搭配，而弹簧的硬度又与车重息息相关，因此较重的车一般采用较硬的减震器。与引震曲轴相接的装置，用来抗衡曲轴

33、的扭转振动(即曲轴受汽缸点火的冲击力而扭动的现象)。(1) 在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。 (2) 在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 (3) 当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。 双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指

34、汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6，流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸

35、张运动时起到阻尼作用。 由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。6扭转减振器优化设计 良好的平顺性和低噪声是现代汽车的重要标志。发动机的振动向车体的传递，严重影响了整车的舒适性、nvh性能、安全性、经济性及发动机的寿命。降低发动机振动的方法之一是加装曲轴扭转减振器。随着轿车发动机的轻量化设计和高功率化，普通的单级扭转减振器的减振效果已经满足不了高功率、轻量化发动机的曲轴系统扭转振动控制的要求。目前在一些轿车发动机上已经

36、采用了多级扭转减振器，然而其结构形式却很少有人提及，且其参数的优化选取也未能很好的解决。 以汽车发动机曲轴轴系为研究对象，分析了曲轴扭转振动产生的机理，总结了轴系扭转振动和扭振减振器研究的发展状况；以各种图例详细介绍了国外应用较多的若干汽车发动机曲轴减振器的结构形式及多级橡胶阻尼式扭转减振器所对应的简化力学模型，并依此得出了扭转减振器设计过程中的控制目标，为国内发动机生产厂家在开发新机型过程中设计曲轴减振器时提供了参考。 将多级扭转减振器的简化模型与单自由度的主振系模型组合成完整的曲轴轴系力学模型，并以此为研究对象，用幅频响应特性来进行多级扭转减振器的设计理论的研究，提出了选取各级扭转减振器设

37、计参数的优化方法，计算结果表明，虽然各级减振器的阻尼由橡胶材料提供，与单级的扭转减振器相比，多级扭转减振器可以较好的控制发动机曲轴的扭振，该方法可用来优选多级橡胶扭转减振器中各级扭转减振器的设计参数；在对轴系的强迫振动进行计算研究时，简谐力矩的精确度至关重要，本文采用信号处理的方法，以实验中所得到的气体压力和发动机的基本参数为基础，对曲轴轴系的激励力矩进行识别，得出激励力矩各个简谐分量的幅值和相位的准确信息。7扭转减振器的模型 车辆强迫扭转振动计算分析在内燃机的故障诊断中,已经取得了成熟的应用。汽车的整个发动机的曲轴也是一个比较复杂的轴系系统。该系统的扭转振动直接影响着汽车的乘坐舒适性以及轴系

38、系统中各个部件的使用寿命。所以,合理的建立汽车整车轴系模型,并作扭转振动以高速列车整车平稳性为追求目标，在建立了可变阻尼油压减振器随机振动等效线性模型的基础上，提出了将其耦合于整车优化模型中的建模策略和方法，实现了基于整车平稳性的减振器主参数优化设计，所得优化结果说明采用减振器部件优化方法取得的最优方案在整机中并非最优。为了使车辆满足平顺性要求,对车辆扭转振动系统阻尼匹配进行了研究,建立了最佳阻尼比设计方法及减振器速度特性分段线性数学模型.以此模型为基础,建立了减振器阎系参数设计数学模型,并对阀系参数进行优化设计.对设计减振器进行了特性试验和整车振动试验,并与原车裁减振器性能进行了对比.结果表

39、明,车辆扭转振动系统阻尼匹配合理,减振器阀系参数设计方法正确,设计参数值准确、可靠.。实用新型所要求保护的技术方案涉及一种汽车发动机曲轴扭转减振器。它由轮毂、橡胶圈、皮带轮组成，轮毂固定在曲轴前端，轮毂外周上粘有橡胶圈，皮带轮间隔着橡胶圈联接在轮毂上。本实用新型可以改善汽车发动机曲轴的扭振特性，减弱曲轴的振动。克服因曲轴扭振而产生的发动机功率受损、曲轴刚度、强度下降，正时齿轮或齿形带磨损加剧、气缸偏磨等问题。 8结论本文介绍了发动机曲轴系统中应用的多级扭转减振器和扭转弯曲复合式减振器的若干结构形式，这些复杂结构的曲轴减振器在我国的发动机行业尚未得到广泛应用，撰写此文的目的旨在引起发动机生产厂家

40、在开发新发动机时，应用这些新结构、具有良好减振性能的曲轴减振器，以期提高国产发动机曲轴的寿命和降低发动机的振动和噪声等性能。通过计算结果可以看出，发动机使用扭转减振器后，除了发动机滚振外，低阶频率满足曲轴强度的扭振幅值<0.2°要求；高阶频率不仅满足曲轴强度的扭振幅值<0.2的要求，也满足乘客舒适性的扭振幅值<0.1°的要求，对于本发动机来说，安装扭转减振器是必须的。通过对扭转减振器的计算和样本台架试验，确定发动机的扭振频率在330360hz较为适宜，扭振系数为0.07，低阶频率满足曲轴强度的扭振幅值<0.2°的要求；高阶频率不仅满足曲轴强度的扭振幅值<0.2的要求，也满足乘客舒适性的扭振幅值<0.1°的要求。在设计过程中，要求扭转减振器的动平衡不超过6gcm，用橡胶的剪切、摩擦和挤压的变形来将曲轴的扭转振动控制在顾客的满意范围内完全是可以确保的。 9 。参考文献· 1陆际清 孟嗣宗.汽车发动机设计m.北京：清华大学出版社,1989.· 2iwanami k, seto k. an optimum desig