【豆丁-精品】-汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配

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(编辑　王艳丽)

作者简介:黄智明,男,1981年生。上海交通大学机械与动力工程学院博士研究生。主要研究方向为车辆动力传动系统、汽车电子控制技术。张建武,男,1954年生。上海交通大学机械与动力工程学院汽车工程研究所教授、博士研究生导师。鲁统利,男,

1964年生。上海交通大学机械与动力工程学院汽车工程研究所

副教授。向玉德,男,1977年生。上海华普汽车有限公司软件工程师。刘金刚,男,1979年生。湘潭大学机械工程学院讲师、博士。

汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配

王登峰1　宋继强1　刘　波2

1.吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,130025

2.长安汽车工程研究院,重庆,401120

摘要:通过三维实体建模、试验和计算获取的所研究车型动力传动系动力学参数,分别建立了动力传动系在怠速和行驶工况下的扭转振动仿真分析模型,分析了双质量飞轮扭振减振器对动力传动系固有特性及强迫振动响应特性的影响,并对双质量飞轮扭振减振器的主要性能参数进行了设计匹配,该项研究为双质量飞轮扭振减振器的设计匹配提供了参考。

关键词:双质量飞轮;扭振减振器;仿真分析;设计匹配;汽车动力传动系中图分类号:U463.2　　　文章编号:1004—132X (2010)09—1128—06

Simulation Analysis and Matching Optimization of Automotive Dual Mass Flywheel Performance

Wang Dengfeng 1　Song Jiqiang 1　Liu Bo 2

1.State Key Laborotory of Automobile Dynamic Simulation ,Jilin University ,Changchun ,130025

2.Changan Automotive Engineering Instit ute ,Chongqing ,401120

Abstract :The powertrain dynamics parameters of a passenger car were obtained t hrough t he t hree -dimensional modeling ,experiment and calculation.Based on t hese parameters ,a torsional vibration analysis model of powert rain was built under t he condition of driving and idling.The effect of DM F on t he driveline nat ural characteristics and forced vibration response characteristics were analyzed.The main performance parameters of t he DM F were optimized and matched.This research p rovides a basis for t he design and matching of t he DM F.

K ey w ords :dual mass flywheel (DM F );torsional damper ;simulation analysis ;design matching ;au 2tomotive powert rain

0　引言

汽车动力传动系是一个多自由度扭转振动系

收稿日期:2009—08—24

基金项目:国家863高技术研究发展计划资助项目

(2006AA110102);吉林省科技发展计划重点资助项目(20040332-1)

统,其扭振及其噪声是影响汽车行驶平顺性、乘坐

舒适性及动力传动系零部件工作寿命的主要原因之一。目前,控制传动系的扭振及其噪声的办法,是在离合器从动盘中安置扭振减振器,但由于其自身结构的局限性,难以满足人们对汽车动力传

?

8211?中国机械工程第21卷第9期2010年5

月上半月

动系扭振及扭振噪声控制的较高要求。20世纪80年代中期,在欧、美、日出现了一种新型扭振减振器,即双质量飞轮扭振减振器。它能够克服传统离合器从动盘式扭振减振器的缺点和不足,发挥出优良的减振性能[1]。在国外,已经出现大量的专利产品和相关研究论文[2Ο3]。目前,多种乘用车和商用车都装备了双质量飞轮扭振减振器。到目前为止,我国还没有具有自主知识产权的双质量飞轮产品。本文以某车型的动力传动系为研究对象,对双质量飞轮扭振减振器的结构性能及其参数的设计匹配进行了仿真分析与研究。

1　双质量飞轮扭振减振器结构原理

双质量飞轮扭振减振器的结构特点就是将离合器从动盘中的减振器取出,布置于发动机飞轮中,将原飞轮分成两部分。本文介绍的是短轻直弹簧圆周分布双质量飞轮扭振减振器,其结构与

简化力学模型如图1所示。

(a )双质量飞轮结构图

(b )简化力学模型

1.弹簧腔

2.启动齿圈

3.滑块及减振弹簧

4.驱动盘

5.弹簧腔盖板

6.摩擦盘

7.离合器从动盘

8.离合器压盘

图1　双质量飞轮扭振减振器的结构与简化力学模型

双质量飞轮式扭转减振器本身可简化为一个二自由度的扭振系统,其力学模型如图1b 所示,图中,I 1为第一质量,由弹簧腔、弹簧腔盖板及启动齿圈组成,通过激光焊接在一起,并通过螺栓与曲轴输出端的法兰盘相连;I 2为第二质量,由驱动盘、摩擦盘以及与其相连的离合器组成,通过铆钉连接在一起,并通过滑动轴承支撑在第一质量上,使两质量之间可进行相对扭转运动,其中驱动盘布置于弹簧腔中;K 为减振器扭转刚度,由短直弹簧通过滑块和弹簧帽串联而成,沿圆周分布于弹簧腔中;T 为发动机的激励;c 为减振器阻尼;θ1、θ2为相对转角。

双质量飞轮扭振减振器工作时的动力传递过程是,发动机的动力通过曲轴上的法兰盘传递给第一质量,当第一质量与第二质量之间发生相对扭转运动时,减振器中的弹簧受压变形,产生扭转力矩,从而驱动驱动盘,将动力传递给第二质量。

根据机械振动隔振原理,对于汽车动力传动

系,要想隔离发动机的扭振激励,就必须引入一个低刚度环节,对传动系的扭振固有特性进行调谐,来避免传动系在怠速及行驶工况下发生共振。双质量飞轮正是通过降低动力传动系的扭转刚度、改变转动惯量的分配来实现这一功能的。当共振转速门限值低于发动机怠速转速时,发动机在工作转速范围内不发生扭转共振。

2　传动系扭转振动的激励力矩

汽车传动系的扭振激励是十分复杂的,激励的来源也是多方面的,但发动机曲轴的输出扭矩波动始终是传动系扭振的主要激励源,它主要来源于:①气缸内燃气爆发压力产生的干扰力矩;②发动机曲柄连杆机构的不平衡质量及惯性力产生的干扰力矩。在实际的传动系扭振分析中,一般只考虑燃气压力产生的干扰力矩[4]。

燃气爆发压力产生的力矩M G 是曲柄转角的周期函数,因此可以利用傅里叶级数将其展开为一均值和一系列具有不同振幅、不同频率、不同初相位的简谐力矩之和:

M G =M 0+

∑M

γsin (γωe t +ψγ)(1)

式中,M 0为平均扭矩,N ?m ;M γ为γ阶简谐力矩的幅值,N ?m ;ωe 为发动机角速度,rad/s ;ψγ为γ阶简谐力矩的初相位,rad 。

在振动分析中,任何一阶谐量随时间的变化

均可用一旋转矢量表示,因此可画出直列四缸四冲程发动机中每一气缸对于不同谐量(015ωe 、

110ωe 、115ωe 、210ωe 、215ωe 、…)时在发动机一个工作循环中的各阶相位图(图2

)[5]。

(a )曲柄端面图

(b )γ分别为0.5、1.5

、2.5、…时的力矩相位图

(c )γ分别为1.0、3.0、

5.0、…时的力矩相位图(d )γ分别为2.0、4.0、

6.0、…时的力矩相位图

图2　曲柄端面图及干扰力矩相位图

从图2中可以看出,当γ=210,410,610,…时各缸旋转矢量同相位地作用于曲轴,使得激励

在这一方向上得到加强,因此,对于四缸四冲程发

?

9211?汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配———王登峰　宋继强

　刘　波

动机其主谐量是210ωe 。

在进行传动系受迫振动响应分析时可根据发动机转速和谐次确定出仿真分析模型中的扭振激励,当γ分别为210、410、610时扭振激励的表达式为

M =M 2sin [2

π(2n/60)t]+

M 4sin [2π(4n/60)t]+M 6sin [2

π(6n/60)t](2)

式中,n 为发动机转速,r/min ;t 为时间,s 。

3　传动系扭振固有振动特性分析

汽车动力传动系统实际上是一复杂的弹性体

系,很难进行直接计算,因此要对实际系统进行简化。在进行扭振分析时可采用多自由度集总质量-弹性-阻尼的离散化分析模型,这是人们经过长期的研究和实践所证明的,并总结出了确定汽车动力传动系力学模型中的质量、刚度、阻尼的一般原则[5Ο6]。

双质量飞轮扭振减振器是汽车动力传动系统的组成部分,要了解其动力学参数对动力传动系扭振固有特性的调谐作用,就要将其置于汽车动力传动系的整体模型中进行分析研究,因此,本文针对所研究车型建立了包括扭振减振器在内的动力传动系无阻尼多自由度离散化扭振分析模型。3.1　行驶工况下传动系扭振建模与固有振动特性分析

汽车在行驶工况下,变速器挂某挡,发动机经过离合器、变速器、分动器、传动轴、主减速器、差速器及半轴来驱动车轮,故该模型中包含了整个传动系。图3所示的模型中的惯量、刚度以及强迫激励响应分析中所用到的阻尼参数是通过对所研究车型零部件进行三维实体建模、试验测试和计算得到的。图3中的各动力学参数如表1所示。

图3　行驶工况下传动系扭振分析模型

该模型的动力学方程组矩阵表达式为

J θ¨+K

θ=0

(3)

式中,J 为惯量矩阵;K 为刚度矩阵;θ¨为转角加速度向量;θ为转角向量。

利用MA TLAB 对式(3)求解,获得系统固有

特性。以往研究表明,在发动机输出扭矩波动激励下,主要是传动系统的二阶、三阶固有频率有引表1　某乘用车动力传动系统动力学参数

J 1曲轴及活塞连杆转动惯量(kg ?cm 2)

601.60J 2

飞轮及离合器转动惯量(kg ?cm 2)3106.30第一飞轮转动惯量(kg ?cm 2)1579.00J 3

扭振减振器之从动毂转动惯量

(kg ?cm 2)

52.92第二飞轮转动惯量(kg ?cm 2)

1579.00J 4变速器及1/2中间传动轴转动惯量

(kg ?cm 2)

72.23J ′4变速器一轴、常啮合齿轮及部分中间轴转动惯量(kg ?cm 2)49.00J 51/2中间传动轴、分动器及1/2后传动轴转动惯量(kg ?cm 2)283.40J 61/2后传动轴、差速器及1/2半轴转动惯量(kg ?cm 2)

40.68J 71/2半轴及驱动轮转动惯(kg ?cm 2)1510.00J 8平移质量当量转动惯量(kg ?cm 2)84903.00k 1发动机曲轴与飞轮间的扭转刚度

(N ?cm/rad )

1.842×107k 2

离合器扭振减振器扭转刚度

(N ?cm/rad )

2.437×105双质量飞轮扭振减振器扭转刚度

(N ?cm/rad )

3.05×104k 3变速器第一轴之扭转刚度

(N ?cm/rad )

4.23×106k 4变速器第二轴、中间传动轴、分动器输出轴的扭转刚度(N ?cm/rad ) 1.178×106k 5分动器输出轴、后传动轴、后桥主动轴的扭转刚度(N ?cm/rad )

5.216×105k 6半轴扭转刚度(N ?cm/rad ) 5.197×104k 7车轮切向刚度(N ?cm/rad ) 2.935×105

c 1发动机阻尼(N ?cm ?s/ra

d )923.00c 2离合器扭振减振器内阻尼

(N ?cm ?s/rad )

442.10c 3变速器之外阻尼(N ?cm ?s/rad )149.50c 4分动器之外阻尼(N ?cm ?s/rad )36.80c 5后桥之外阻尼(N ?cm ?s/rad )93.05c 6

车轮阻尼(N ?cm ?s/rad )

63.00

起共振的危险[7],因此,在图4中只对这两阶固有

特性进行分析比较。图4横坐标的编号为图3中传动系扭振分析模型的相应等效转动惯量盘,纵坐标为不同固有频率的振型中对应各惯量盘转角正则化偏移量。

从图4可以看出,当汽车动力传动系采用双质量飞轮扭振减振器后,降低了系统这两阶固有振动频率,固有振型亦发生了改变。

通过共振工况分析可知,汽车动力传动系发生共振需满足两个条件:①在发动机工作转速范围内,输出扭矩主谐量频率值接近传动系的某一阶固有频率值;②对应于该阶固有频率的固有振型,在发动机处的振幅不为零。因此,在该传动系采用双质量飞轮扭振减振器后,其第三阶固有频率降为2412Hz ,避免了原传动系第三阶固有频率下的共振工况,消除了传动系在发动机常用工作

?

0311?中国机械工程第21卷第9期2010年5月上半月

1.双质量飞轮减振器(固有频率为10.42Hz )

2.离合器扭振减振器(固有频率为2

3.69Hz )

(a )

传动系二阶振型比较

1.双质量飞轮减振器(固有频率为24.20Hz )

2.离合器扭振减振器(固有频率为40.44Hz )

(b )传动系三阶振型比较

图4　行驶工况下传动系固有振动特性对比曲线

转速范围内的共振。

3.2　怠速工况下动力传动系固有振动特性分析

在怠速工况下,离合器处于接合状态,变速器挂空挡,发动机空转,汽车静止不动,此时模型中只包括发动机、离合器和变速器的部分零部件,可在图3所示的行驶工况下传动系模型中进行简化得到怠速工况下动力传动系模型,即用表1中的惯量J ′4代替J 4,并去掉图3中J 4后面部分惯量。

发动机怠速运行时,转速低,扭矩波动大,极易产生怠速振动和噪声,因此对传动系怠速工况下振动噪声的控制一直是汽车振动噪声控制技术的重要组成部分,是减振器设计匹配过程中首先要考虑的问题。其主要手段就是通过改变刚度和质量来调谐怠速工况下传动系的固有频率,使系统的一阶固有频率低于发动机怠速所对应的主谐振频率。

利用MA TLAB 获得系统固有特性来分析采用离合器从动盘式和双质量飞轮扭振减振器前后对汽车动力传动系怠速工况扭振固有特性的影响。图5是怠速工况下传动系固有振动特性比较。

从图5中可看出,在传动系中采用双质量飞轮扭振减振器后,使怠速工况下一阶固有频率从原来的78136Hz 降至9110Hz ,所对应的共振转速为273r/min ,远低于发动机怠速转速800r/min ,因此不会被发动机输出扭矩波动的主谐量

激起强烈振动,从而有效地解决了动力传动系怠速振动及噪声问题。对于固有振型,采用双质量飞轮扭振减振器前后,

各阶固有振型的形状无明

1.双质量飞轮减振器(固有频率为9.10Hz )

2.离合器扭振减振器(固有频率为78.36Hz )

(a )

传动系一阶振型比较

1.双质量飞轮减振器(固有频率为327.29Hz )

2.离合器扭振减振器(固有频率为304.32Hz )

(b )传动系二阶振型比较

1.双质量飞轮减振器,(固有频率为478.69Hz )

2.离合器扭振减振器,(固有频率为658.57Hz )

(c )传动系三阶振型比较

图5　怠速工况下传动系固有特性比较

显变化,只是各阶振型幅值大小有所差别。

4　传动系受迫振动响应分析

4.1　受迫振动仿真分析模型的建立

对汽车动力传动系进行受迫振动响应分析,

是对扭振减振器性能参数进行设计匹配所不可缺少的重要环节。由于阻尼对振动系统的响应振幅有明显的衰减作用,因此在建立动力传动系的受迫振动响应分析模型时,要在固有振动特性仿真模型的基础上加入激励和阻尼。此时模型的动力学方程为

J θ¨

+c

θ?

+K θ=T (4)

式中,c 为阻尼矩阵;θ?

为转角速度向量;T 为输入力向量。

4.2　受迫振动响应分析

4.2.1　行驶工况下传动系受迫振动响应分析

为了研究双质量飞轮在发动机工作转速范围

内的减振性能,在1000～3000r/min 的区间内平均取20个转速,并利用式(2)获得各转速对应的扭矩激励,进行受迫振动响应分析,比较J 4处的角加速度幅值,如图6所示。

?

1311?汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配———王登峰　

宋继强　刘　波

1.从动盘式减振器

2.双质量飞轮减振器

图6　J 4处角加速度幅值对比曲线

从图6可以看出,双质量飞轮减振器在整个

转速范围内较离合器从动盘式扭振减振器都有很好的减振效果。

4.2.2　怠速工况受迫振动响应分析

将所研究车型的怠速转速800r/min 代入式

(2)便获得扭矩激励,在怠速工况下对分别装有离合器从动盘式扭振减振器和双质量飞轮扭振减振器的动力学模型进行受迫振动响应分析。图7是

J ′4处角加速度响应曲线比较

。

1.从动盘式减振器

2.双质量飞轮减振器

图7　J ′4处角加速度响应曲线比较

从对图7中响应曲线的对比可以看出,采用双质量飞轮扭振减振器后,对怠速工况下扭振激励的隔振效果明显优于离合器从动盘式扭振减振器。

5　双质量飞轮减振器参数设计匹配

5.1　设计变量及目标函数

设计变量为双质量飞轮扭振减振器的三个性能参数:①两飞轮的转动惯量比I 2/I 1;②双质量飞轮扭转减振器的扭转刚度K;③双质量飞轮扭转减振器的阻尼参数c 。

目标函数为稳态工况下J 4处扭转振动的角加速度波动幅值:

A =

φ¨max .J 4-φ¨min .J 4

2

(5)

式中,φ¨为角加速度。

根据扭振减振器的设计方法[7]

及结构设计

特点,提出以下约束条件:I 1+I 2=I 0

0.5≤I 2/I 1≤4

3×104≤K ≤11×104(N ?cm/rad )0.03≤c ≤0.15

(6)

式中,I 0为减振器的总转动惯量。

5.2　惯量比对减振性能的影响及设计匹配

以两飞轮的转动惯量比为设计变量,根据结

构设计特点,初步确定其取值范围015～410,以稳态工况下J 4处扭振角加速度幅值作为目标函

数进行仿真分析。图8为J 4处扭振角加速度幅值随转动惯量比的变化关系曲线。

图8　角加速度幅值与转动惯量比参数的关系曲线

从图8可以看出,对于所研究车型当两飞轮

惯量比在019～112区间时,对扭矩波动的隔振效果最好,使得J 4处角加速度的波动幅值达到最小,因此在确定两飞轮惯量比时应将其控制在这一范围内。

5.3　扭转刚度对减振性能的影响及设计匹配

以扭转刚度为设计变量,根据发动机输出扭

矩及减振器的结构设计要求,初步确定其取值范围是(3～11)×104(N ?cm/rad ),以稳态工况下J

4处扭振角加速度幅值为目标函数进行仿真分析。图9为J 4处扭振角加速度幅值随扭转刚度的变化关系曲线。

图9　角加速度幅值与扭转刚度关系曲线

从图9可以看出,J 4处角加速度幅值随扭转刚度的增加而增大,所以,扭转刚度参数的选取原

则就是在满足传递极限转矩、极限转角以及避开共振的前提下,应尽量取小值。

5.4　阻尼对减振性能的影响及设计匹配

以阻尼参数为设计变量,参考国内外文献对离合器扭振减振器阻尼参数的选取范围,确定双质量飞轮减振器摩擦扭矩的取值范围为(0103～0115)T emax ,其中,T emax 为发动机最大扭矩,以稳

?

2311

?中国机械工程第21卷第9期2010年5月上半月

态工况下J 4处扭振角加速度幅值为测量值进行仿真分析。图10为J 4处扭振角加速度幅值随阻尼参数的变化关系曲线

。

图10　角加速度幅值与阻尼关系曲线图10表明,J 4处角加速度幅值随阻尼的增加而增大。由机械振动原理知,阻尼在振动系统的共振区内对振幅有很好的衰减作用,而在非共振区内,阻尼的增加会使振动的传递率增加。由于该传动系匹配双质量飞轮扭振减振器后,使得传动系在怠速工况以及发动机常用工作转速范围内不会产生严重的共振工况,在这种情况下阻尼的增加将不利于对传动系扭振的控制。然而,为了迅速衰减因冲击而产生的瞬态扭振,以及发动机启动过程中经过一阶共振频率时产生的共振,又需要有一定的阻尼。因此在确定阻尼参数时要综合权衡。

6　结论

(1)利用通过三维实体建模、试验和计算获取所

研究车型动力传动系动力学参数,建立了动力传动系在怠速和行驶工况下的扭转振动仿真分析模型。

(2)分析比较了在动力传动系中分别安装离合器从动盘式和双质量飞轮式扭振减振器时的固有振动特性,结果表明在动力传动系中安装双质量飞轮减振器后可有效降低怠速工况下的一阶固有振动频率,调谐并降低行驶工况下的主要固有振动频率,从而使动力传动系的固有振动特性显著改善。

(3)分析对比了在发动机气缸内燃气爆发压力产生的干扰力矩激励下,在动力传动系统中分别安装离合器从动盘式和双质量飞轮式扭振减振器时的受迫振动响应特性,结果表明在动力传动系中安装双质量飞轮减振器后可有效降低怠速和行驶工况下传动系统中角加速度响应幅值,从而有效降低传动系的扭振动载荷。

(4)以J 4处的扭振角加速度幅值作为目标函数,以双质量飞轮扭振减振器的两飞轮惯量比、扭转刚度和扭转阻尼作为设计变量,对所研究车型的双质量飞轮扭振减振器的动力学参数进行了设计匹配,研究了双质量飞轮扭振减振器主要参数对减振性能影响,给出了各性能参数的选取原则。

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(编辑　马尧发)

作者简介:王登峰,男,1963年生。吉林大学汽车工程学院教授、博士研究生导师。主要研究方向为汽车系统动力学分析与控制、汽车NV H 分析预测与控制。发表论文50余篇。宋继强,男,1980年生。吉林大学汽车工程学院博士研究生。刘　波,男,1961年生。长安汽车工程研究院教授级高级工程师、副院长。

全国先进制造技术高层论坛暨

第九届制造业自动化与信息化

技术研讨会征文

论文征集范围:①数字化设计与制造(产品三维数字设计、复杂产品数字化新技术、建模、仿真与数字样机技术、数据管理);②制造业自动化(数控技术、智能控制、过程控制、自动化加工、机电一体化技术、现场总线、工控软件、CAD/CAM/CAE 、工业机器人和自动化检测等)前沿技术与热点;③自动化系统与集成、并行工程、敏捷制造、精益生产等;④产品全生命周期、ERP/CRM/SCM 、PDM/PLM 、MES 、ASP 、SOA 和网络化制造等技术应用及案例;⑤绿色制造(绿色产品设计、废旧产品的回收与循环再制造,体现自动化技术中的“节能、减

排、环保”)实用技术;⑥极端制造(微细制造、超精

密制造、巨系统制造);⑦制造业自动化与信息化及标准化技术的发展及应用。

截止日期:2010年8月30日E -mail :xuehui @dddfe3777fd5360cba1adb80

cuisr_1025@dddfe3777fd5360cba1adb80

联系人:崔素荣　电话:010-********网址:cmanu dddfe3777fd5360cba1adb80

(工作总部)

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3311?汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配———王登峰　宋继强　刘　波

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