（机械设计及理论专业论文）客车双质量飞轮的设计和研究.pdf

摘要 八十年代中期，国际上出现一种新式传动系扭振减振器一双质量飞轮式扭振减振 器( d u a lm a s s f l y w h e e l ，简称d m f ) ，它以其优良的性能受到汽车工程界的重视。 本文在阅读大量国内外参考文献的基础上，确定双质量飞轮两自由度系统振动方 程，推导出弧形弹簧的设计和计算方法，进而确定双质量飞轮总成的扭矩。针对 e q 6 1 0 2 d t 发动机的要求设计开发了符合具体使用要求的双质量飞轮总成，根据设计 结果进行三维建模，并对主要部件进行疲劳分析。 对所设计的双质量飞轮进行的规范的实验及工艺分析和难点分析，使所设计的双 质量飞轮产品对将来该系列产品的开发具有一定的使用价值。 关键词：双质量飞轮弧形弹簧建模疲劳分析实验 ht h em i d d l eo f1 9 8 0 s t h e r ew a san e wt y p eo fd r i v es y s t e mt o r s i o n a lv i b r a t i o n d a m p e r - - d u a lm a s sf l y w h e e lt y p et o r s i o n a lv i b r a t i o nd a m p e ro nt h ei n t e r n a t i o n a l ，i t s e x c e l l e n tp e r f o r m a n c ei s 倒da t t e n t i o nb ya u t o m o b i l ei n d u s t r y t h i sa r t i c l e sm a i nr e s e a r c hr e s u l ta n dc o n c l u s i o na so nt h eb a s i so fr e a d i n g c o m p r e h e n s i v er e f e r e n c e s , e x p o u n d e di nd e t a i lt h ea s s e m b l yd e v e l o p m e n t , s t r u c t u r ea n d p e r f o r m a n c eo fd u a lm a s sf l y w h e e la n ds h o w e di t sd e v e l o p e dt r e n d t h i sa r t i c l ed i dt h e p e r f o r m a n c ec o n t r a s ta n a l y s i sb e t w e e nd u a lm a s sf l y w h e e la s s e m b l ya n dc l u t c hd r i v ed i s c a s s e m b l y t h i sa r t i c l es e tu pt w of r e e d o mv i b r a t i o ne q u a t i o ns y s t e ma n dd e t e r m i n e dt w o f r e e d o m ss y s t e mi n h e r e n tf r e q u e n c yo fd u a ln l a g sf l y w h e e la c c o r d i n gt ot h ee n t e r p r i s er e a l c o n d i t i o n sa l s od e d u c e dt h ed e s i g na n dc o u n to fs t i f f n e s s ，s oa st om a k es u r et h ea s s e m b l y t o r q u e a i ma tt h ef l y w h e e ls i z ea n da b o v ec o u n to f 如西n ee q 6 1 0 2 d td i dc o n f i g u r a t i o n d e s i g na n dd e v e l o p e dd u a lm a s sf l y w h e e la s s e m b l yw h i c hi sf i tt oo p e r a t e dr e q u i r e m e n t t h i sa r t i c l ed i dm a n u f a c t u r i n gp r o c e s sa n a l y s i sa n dd i f f i c u l t i e sa n a l y s i s 衙d e s i g n e d d o u b l em a s sf l y w h e e lha l s om a d eas u m m a r yt h a th a v er e a lu s cv a l u ef o rt h ed e v e l o p m e n to f s e r i e sp r o d u c t si nt h ef u t u r e g e yw o r d s ：d u a lm a s sf l y w h e e l a r cs p r i n gb u 妇dm o d e l p e r f o r m a n c ea n a l y s i s e x p e r i m e n 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，客车双质量飞轮的设计和研究 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已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：盔必三月鲨日 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： j 羞盘年立月垒日 作者签名： 二l 蕴盘年立月堕日 指导导师签名绍黝陋年手月乡日 1 1 引言 第一章绪论 离合器是组成传动系统的部件之一，离合器动作过程具有影响平稳传递动力的主 要作用。组成传动系统的其他部件是变速箱和差速器。它们确保把发动机速度降到车 辆行驶所必需的转速。其他的传动系部件还有驱动轴( 具有传递转矩最小变动的适当的 扭转剐度和阻尼) 、等速联轴节( 即万向节) 和花键连接。传动系用径向轴承和底盘和车 架连接。汽车传动系是一个复杂的多质量非线性动力学系统，它有很多由许多激振源 激振的振动模式，这些包括道路输入激振和发动机激励和不平顺性( m 砑) 特性，一种典 型的传动系研但谱包括一个极大的频率范围，由几个赫兹( 恐) 到几千赫兹( 舷) 。汽 车动力传动系统的激励主要来自动力传动系统的发动机的往返惯性力矩和发动机汽缸 中气体的压力矩，以及传动系统中万向节的不等速，地面对车轮的周期性和非周期性 冲击等。在对汽车动力传动系的各种类型的激励过程中，以发动机激励为主要激励， 而且有更大的随机性，所以对于汽车动力传动系扭转和噪声的研究中，对发动机的激 励要特别的关注，而对于路面等其余的激励，由于目前汽车的使用条件的改善，特别 是路面条件的改善，对于其余的对汽车传动系的激励往往可以忽略。由于汽车动力传 动系统是一个多自由度的扭转振动系统，该系统在激励的作用下，就会产生扭振，从 而产生扭振噪声，当激励频率与系统的固有频率重合时，将会出现严重的共振现象， 产生巨大的共振载荷，而产生剧烈扭振噪声，从而危及汽车的使用寿命和乘坐舒适性【1 l 。 在过去的几十年中，人们为提高汽车的使用性能和降低汽车的燃油消耗，相应的采 取了一些技术措旋。如下：通过改变发动机混合气浓度和改变燃烧过程的燃烧质量来 提高发动机的运转速度，以提高发动机的热效率；发动机的运转速度，提高发动机的 负荷，相应增大了发动机输出扭矩，从而提高汽车的经济性；汽车的柴油化发展；发 动机压缩比增大，从而使发动机稳定输出扭矩的转速降低，从而提高发动机的负荷率 和汽车的燃油经济性。 但是以上的措施都在不同的程度上加剧了汽车的振动和噪声。原因如下： ( 1 ) 由于更有效的燃烧压力加剧了发动机运转不规则性，使扭矩输出波动增大， 这种现象不但发生在行车速度范围内而且也发生在怠速的时候。 ( 2 ) 在正常的行驶车速范围内，汽车动力传动系固有频率在5 0 7 0 h z 之间，而 发动机的点火频率往往就是这个范围以内，容易发生共振。 ( 3 ) 现代汽车多采用多挡位变速器，为了使换挡阻力和提高机械效率，从而减少 阻尼，这些加剧了齿轮的振动噪声。 为了避免和减少汽车动力传动系统的扭振和扭振噪声，现在汽车采取了多方面的 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 力吸振器等。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【2 】。 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振减振器。国内外对此都进行了广泛而深入的研究，并 取得了一系列的成果。 本文结合国内外汽车动力传动系扭振减振器的发展现状，对比分析从动盘式扭振 减振器与双质量飞轮式扭振减振器的结构和性能，研究双质量飞轮的性能优势，明确 开发双质量飞轮产品的必要性，并在此基础上针对z k 6 1 2 1 w d 型客车进行双质量飞轮的 开发设计。首先建立双质量飞轮振动方程，确定双质量飞轮总成的工作特性，并且确 定双质量飞轮初级飞轮和二级飞轮转动惯量的计算方法及双质量飞轮弧形弹簧的计算 方法，在此基础上针对公司的实际需要进行双质量飞轮产品的结构设计，对重要件( 减 振盘) 进行强度分析并提出双质量飞轮主要部件的工艺要求。最后，在参照从动盘式 扭振减振器总成性能测试原理基础上，根据双质量飞轮产品的试验要求，进行台架试 验，并针对试验中所出现的问题提出改进设计的意见，为公司在双质量飞轮的设计方 方面提供一些经验和依据。 1 2 动力传动系扭振减振器的发展现状 由于汽车动力传动系统是一个多自由度的扭转振动系统，该系统在激励的作用下， 就会产生扭振，从而产生扭振噪声，当激励频率与系统的固有频率重合时，将会出现 严重的共振现象，因此动力传动系统的扭转振动是汽车的一种主要振动型式，汽车传 动系的扭振会产生很大的危害性，它会导致齿轮传动装置产生噪声，并与整车横向振 动、传动系弯曲振动和驱动桥悬架系扭曲振动等互相耦合，产生复杂和结构振动和车 内噪声，致使机件损坏，乘座舒适性下降。因此在发动机与传动系间设置扭振减振器 对于消除汽车传动系的主要低频扭振和降低变速器乃至主减器的齿轮噪声都是非常有 效的，因此它早就成为汽车传动系必不可少的一个组成部分。 从动盘式扭振减振器是置于离合器从动盘中的弹性阻尼式扭振减振器，其作用是在 汽车动力传动系中置入一个低刚度环节，并加入适当的阻尼，以达到隔离发动机激励而 控制传动系扭振的目的。然而由于从动盘式离合器在结构设计上的局限性，其性能已 经渐渐满足不了日益苛刻的减振需要，此时双质量飞轮扭振减振器应运而生。双质量 飞轮的设计就是为了在发动机振动传送到汽车传动系统之前吸收和衰减他们。双质量 飞轮使得传统发动机飞轮具有了多种功能，即不但具有其原来的功能，而且还具有扭 振减振器的功能，可利用其质量和刚度的变化来调节传动系的扭振固有特性，并利用 其阻尼来衰减系统的振动幅值，使得车辆的运行更加平稳安全，乘坐更加舒适1 3 】f 4 l 。 2 1 2 1 从动盘式离合器概述 离合器从动盘式扭振减振器( 如图1 1 ) 是置于离合器从动盘中的弹性阻尼式扭振 减振器，其作用是在汽车动力传动系中置入一个低刚度环节，并加入适当的阻尼，以达 到隔离发动机激励而控制传动系扭振的目的。 图1 1 膜片弹簧离合 第1 代使用的汽车离合器是螺旋弹簧离合器，其主要缺点是随着离合器摩擦片的 磨损，离合器盖总成压紧力p 随压盘位移量 的减小( 表明摩擦片磨损量增大) 呈线性下 降( 如图1 2 ) ，在使用过程中需经常调整。 乏 山 r 鳋 幽 如 位移量a 脚i 图1 2 螺旋弹簧离合器盖总成压紧力变形曲线 第2 代产品为膜片弹簧离合器，离合器盖总成压紧力随离合器摩擦片的磨损呈缓慢上 升趋势( 如图1 3 ) ，使用过种程中无需调整。 t 位移量 ，日 图1 3 膜片弹簧离合器盖总成压紧力变形曲线 3 可以看出。第2 代产品膜片弹簧离合器传递扭矩的可靠性比第1 代产品有了很大的 提高。但由于受离合器从动盘总成结构的限制，减振弹簧只能分布在离合器从动盘总 成圆周较小范围内，从扭转特性可知，离合器必须在转角较小时达到所需的扭矩，因 此使得角刚度较大，如d s t 2 1 5 离合器从动盘总成角刚度为2 9 n m o ，减振效果不 太理想。 为了满足对汽车动力传动系统扭振和扭振噪声控制的更高要求，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已具有多种功能： ( 1 ) 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。 ( 2 ) 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，改善了离合器接合平顺性并易 于设计成为非线性弹性特性。 ( 3 ) 控制汽车动力总成怠速时离合器变速器轴系的扭振，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( 包括减振滑行) 时的主减速器与变速器 的扭振与噪声。 ( 4 ) 缓合非稳定工况下( 如快速接合离合器起步和紧急制动) 传动系的扭振冲 击载荷和改善离合器的接合平顺性。 离合器从动盘式扭振减振器的构造是与其功能相适应的，为了实现其前两项功能， 要求其扭转刚度应适当小而且阻尼应较大；而为实现其第三项功能，则要求其刚度和阻 尼应很小。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。由于离 合器从动盘式扭振减振器在汽车动力传动系统扭振控制中起着不可缺少的作用，所以对 其研究受到广泛地重视，研究内容主要包括： a 减振器设计方法的研究。 b 减振器各性能参数的变化对汽车动力传动系统扭振和扭振噪声的影响规律。 c 减振器制造工艺的改进等方面。 现代汽车的离合器从动盘式扭振减振器的功能不断完善，新结构、新工艺不断涌现， 其中主要包括为提高减振器性能而采取的如下几方面的结构改进： a 加大减振器极限工作扭角的结构改进措施。 b 改善摩擦阻尼特性的结构改进。 c 实现扭振减振器各级之间平滑过渡的结构改进。 d 怠速减振级的结构改进措旌。 近年来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 4 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。在实际应用中也已证明离合器从动盘式扭振减振器存在着一些严重弱点，这主要 表现在如下几个方面： a 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，能充分满足扭 振减振器弹性元件、阻尼元件布置上的要求。 b 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。 c 由于离合器从动盘式扭振减振器的工作扭角小( 一般5 0 1 0 0 ) ，故其扭转刚度大， 致使减振器隔振效果差。 d 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。因此，为了彻底解决传动系扭振和噪声问题，离合器 从动盘式扭振减振器已经没有多少潜力，需要寻找新的解决途径。双质量飞轮 式扭振减振器便应运而生并得以发展，它相当于一个机械式低通滤波器，能够 将发动机曲轴输出端的扭转振动高频部分滤掉，以消除对传动系的扭振激励。 双质量飞轮式扭振减振器可完全替代离合器从动盘式扭振减振器，又能够克服 离合器从动盘式扭振减振器的缺点，而且其结构简单，易于实现 s l1 0 - 。 由于制造方便，目前应用的最多的是两级、三级弹簧，分级是在结构设计时使几 组弹簧按照一定的转角间隔顺次地进入工作状态而实现的。 图1 4 带预减振系统的离合器从动盘式扭振减振器 l 一主减振弹簧i ；2 主减振弹簧i i ；3 弹簧座；蕾一主减振弹簧； 5 一主减振弹簧；6 摩擦片； 一从动盘及波形片分总成：8 减振盘；9 一内盘教总成；1 0 、1 1 礤形垫圈 l l 摩擦垫片：1 2 栩尼片i ；l 州擦垫片 5 如图1 4 所示为一东公司生产的采用二级减振带预减振型式的毋2 4 0 离合器，转角 可达1 9 0 ，传扭近4 0 0 n f 离合器。然而无论是在减振效果或在传扭能力方面，任何一 种结构的从动盘式离合器与双质量飞轮比较还是有较大的差距。 1 2 2 双质量飞轮的产生和发展 随着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。 在实际应用中也证明了离合器从动盘式扭振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 ) 不能使发动机变速器振动系统的固有频率降低到怠速( 空转转速) 以下， 因此不能避免在怠速转速时的共振。在发动机实用转速范围凡= 1 0 0 0 2 0 0 0 r m i a ( 相 当于常用车速范围，此时发动机转矩约为最大转矩的8 0 9 0 ) 内，难以通过降低 减振弹簧刚度k 以达到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径冠较 小，其转角又受到限制( 最大约为1 2 0 1 5 0 ) ，如降低减振簧刚度，就会增大转角并 难以确保允许传递的转矩容量。 ( 2 ) 由于受结构空间限制，不能充分满足扭振减振器弹性元件、阻尼件布置要求， 减振器弹性元件设计尺寸小，刚度大，工作环境差，致使减振器在使用过程中经常出 现弹簧断裂事故和弹簧松动失效等现象。近年来载重汽车和客车趋于大型化，随着发 动机的大功率化，总传动比的减小以及超载情况的增多，增大了离合器的热负荷和扭 矩负荷，离合器的使用条件日酷一日。重型汽车的使用条件相当恶劣，尤其是自卸车 多在山地和无路地带行驶，起步和换挡次数非常频繁。为了提高整车及离合器的使用 寿命，彻底解决传动系扭振和噪声问题，离合器从动盘式扭振减振器已经没有多少潜 力，需要寻找新的解决途径，此时双质量飞轮应运而生。 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 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i 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 髓e i ( 全世界最安静的柴油机) ”。随 6 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 品用旧。 1 2 3 双质量飞轮的分类以及典型结构 1 2 3 1 双质量飞轮的分类 作为对离合器从动盘式扭振减振器的继承和发展，双质量飞轮式扭振减振器的具 体结构虽不尽相同，但都应由第一飞轮、第二飞轮和扭振减振器等三部分组成。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( 一般为深沟球轴承) 安装在第一质量上，第二质量上又安装有离合器壳等。 胗墙 ，n ， 图1 5 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 ) 高合器从动盘式扭振减振器 ( b ) 双质量飞轮式扭振减振嚣 1 第一飞轮2 减振嚣3 第二飞轮 7 图1 5 是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。 由图可知第一第二质量之间通过扭振减振器相联，工作时它们之间有相对转动。 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；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、 滑动轴承式和推力轴承式( 如图1 6 ) 。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【9 】。 根据采用的弹性元件分类 螺旋弹簧式j 周向弹簧式 墓妻萎冀萎萎 l 径向弹簧式 根据采用的摩擦阻尼类型分类j 粘性阻尼式 f 干摩擦阻尼式 l 空气阻尼式 r 滚动轴承式 根据采用的轴承分类j 滑动轴承式 i 推力轴承式 图1 6 双质量飞轮的分类 1 2 3 2 双质量飞轮的典型结构 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 7 长曲线螺旋弹簧双质量飞轮 8 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 7 ) 。在隔 胶内布置弹簧，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 0 l 图1 8 短轻直弹簧双质量飞轮 ： 由于在双质量飞轮式扭振减振器中减振弹簧分布半径较大，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。为保证传递足够大的转矩，通常有多组弹簧共同工作 ( 如图1 8 ) 。这种双质量飞轮式扭振减振器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，使得其结构日趋完善。 图1 9 带有怠速减振级的短轻弹簧双质量飞轮 9 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，专门用于减缓怠速时的噪声 7 1 ( 如图 1 9 ) 。 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。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 1 0 l ( 如图1 1 0 ) 图1 】o 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1 1 l j 径向双质量飞轮式扭振减振器( r d m f ，如图1 1 1 ) 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1 1 2 ) 。 1 0 图1 1 1 径向双质量飞轮 r r , 0 6 。h 【、r ， o 2 l 1 厂嘴z n2仉61 o | 。 l 图1 1 2r 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 1 图1 1 3 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。 1 1 图1 1 3 橡胶弹簧d m f ( 5 ) 采用空气阻尼的双质量飞轮【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 1 4 。 图1 1 4 采用空气阻尼的d m f ( 6 ) 液力双质量飞轮式扭振减振裂1 2 】1 1 3 】 这是在八十年代末，九十年代初出现的一种新型的双质量飞轮式扭振减振器。它 从根本上摆脱了传统离合器从动盘式扭振减振器设计思想束缚，为扭振减振器的设计 开辟了一个新思路，其基本原理为：油路连接飞轮第一、第二质量，液压泵驱动油液 传递动力，在不同的工况下，不同的阀体处于不同的工作状态，控制阻尼的大小，利 用减振弹簧室来平滑转矩波动，并由弹簧室大小控制极限转角。这种形式的双质量飞 轮式减振器的性能优良，结构紧凑，但加工制造成本较高，控制系统复杂。( 如图1 1 6 ) 图1 1 6 灏力双质量b 轮 ( 7 ) 摆式双质量飞轮f 1 2 】f 捌 最近有人开始研究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1 1 7 ) 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 培。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 摆的质量降到约1 蚝。 图1 1 7 摆式d m f 的两种结构 ( 8 ) 用滑动、推力轴承的双质量飞轮【l 川 绝大部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 交大，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 3 论文研究目的和内容 通过阅读国内外参考文献可知，双质量飞轮作为新兴的传动系扭振减振器有着其 他类型的产品所不具备的巨大的性能优势。 本文研究的目的： 通过对双质量飞轮工作特性的分析，确定双质量飞轮结构及其重要部件的设计方 法，并结合工厂科研及生产能力的实际情况，针对特定车型进行产品的设计及制造， 为双质量飞轮产品开发的可行性提出可靠的依据。总结经验，对在设计和制造过程中 遇到的实际问题进行总结和改进，使公司对该型产品的设计和生产更加成熟，为公司 创造更多的经济效益。 本文主要研究的内容如下： ( 1 ) 确定双质量飞轮两自由度系统振动方程，用m 加l a b 进行动力学仿真，仿 真结果与实际要求基本相符。 ( 2 ) 推导出弧形弹簧的设计及计算方法，进而确定双质量飞轮总成的扭矩。 ( 3 ) 针对e q 6 1 0 2 d t 发动机的要求，设计开发了符合具体使用要求的双质量飞 轮，根据设计结果进行三维建模，并对主要部件进行疲劳分析。 ( 4 ) 在参照从动盘式扭振减振器总成性能测试原理基础上，根据双质量飞轮产品 的试验要求，进行台架试验，并针对试验中所出现的问题提出改进设计的意 见。 1 4 第二章双质量飞轮工作特性分析 双质量飞轮式扭振减振器实质上是一种不但能传递低频转速变化，还能吸收高频 转速变化的低通滤波器。这样就可避免高频激励与传动系的某阶固有频率重合而发生 共振，从而使汽车在正常行驶车速范围内没有扭振共振发生。 2 1 双质量飞轮减振效果 双质量飞轮式扭振减振器的优良性能在大量的试验分析中得到了充分的证明，与 传统离合器从动盘式扭振减振器相比，效果明显，具体如下1 1 4 1 ： ( i ) 传递特性 该特性为测定某一双质量飞轮式扭振减振器的传递特性所得结果。由实验测定结 果可知，双质量飞轮式扭振减振器同时达到了减少在发动机实用转速区域内的转速波 动与抑制共振两个目的。 ( 2 ) 减少空载噪声 双质量飞轮式扭振减振器减少空载噪声的效果良好。与传统的离合器从动盘式扭 振减振器相比，可以大幅度地减少转速波动，改善空载噪声。 ( 3 ) 减少加速时转速波动 经测试可知双质量飞轮式扭振减振器改善加速时噪声与传统的离合器从动盘式扭 振减振器相比，大幅度地减少了转速波动，从而大大地减少了手动变速器的振动。 双质量飞轮减振的效果受到很多方面的影响，主要的有以下几个方面： ( 1 ) 转动惯量的影响 1 5 1 1 1 6 总转动惯量一定时，系统固有频率疋按两个自由度系统可表达为： f ：土茎堕型 “h 、i 。i ， 式子中：k 减振弹簧刚度； 厶两个惯性圆盘的转动惯量。 由上式可以算出和，2 的分配比与频率的关系曲线，如图2 1 中左图所示。由于，l 和l 是减振器两端的总的转动惯量，并不是双质量飞轮的第一和第二质量的转动惯量， 所以，可以通过计算，将左图转化为第一质量的转动惯量，。和第二质量的转动惯量， 与频率的关系曲线，如右图。这样可以大致得到一个范围。从图21 中可以看出，当 ，l ，2 - 1 时固有频率最小，这就是说减振器两端的总的转动惯量相等时系统共振频率最 低而对于，。，：，则固有频率最低点在0 6 1 2 9 处最小，在0 5 2 之间固有频率都比 较小。 其模拟结果如图2 1 所示，由此可知，两惯性轮惯量相同时，共振频率为最小。 秘o s 2 0 一5 羹蝴 栅 lll llil i li|l il ，i o 一_ | 4 一i 一一斗一l 一卜一 llili l，li i l f i i i f l l|ll l ii t - 一_ 一卜一t - 一t 一7 1 一一r 一 l | ll i ili t li |i ili lii i li ii - l r l 一r 一r 一7 1 _ 1 一r t ll i f ii l ll i i fii 一奄- - 1 - 4 一砂“一- 4 i - 嚏 l| ， f lii l t l i l ilii l 、 l i i i iii - - 4 - - o f t - _ 十- - t _ 1 一t 。一 l 1 | ii lii illilfl 0 瓤5i1 。嚣22 善3 3 毒44 5 磊，毛 湖 5 5 柏 箝黝 饕5 0 0 爨 枷 羽 棚 4 ii1 i 一一j 一j 一一 iil lli - 4 - - - - 4 - - ii lil 一1 一一_ 1 一 lil j 一一j l 一 i “i 一和一- q 一一 li il t i 一1 一 j 一一上一 ii i|i 一j 一一 一一一 lii iii 一- 4 - - - - 4 - ii iii - - 4 | 王 i i i 一。i _ i i 一- l 一一l li ili l 一1 一一 ，1 il i|l 一一一- 4 一一卜 lili li il = 彳r i 下一r i o0 511 522 5 3 瓢善曩 i i 牡 图2 1 转动惯量的影响 ( 2 ) 弹簧刚度的影响【1 5 l 【1 6 1 共振频率随摩擦力的值而变化，没有摩擦力时和摩擦力无限大时存在着两个共振 频率：大的共振频率由k + 墨，l 和l 决定，而小的共振频率由k ，l 和决定。 l 2 0 03 0 04 0 05 e n g i n es p e e d 图z 2 弹簧刚度七，与的影响 _ _i 一 一 j m 3 皇=盏石hgg皇 图2 2 表示分别改变弹簧刚度k 、墨时的计算结果：由图可知，两个共振频率分 开，对抑制共振很有效。为了提高在发动机实用转速范围内的转速波动降低的效果， 必须将其共振频率设定为空载转速以下的尽可能小的转速。置，墨的确定必然考虑到 以上几点。 ( 3 ) 摩擦力的影响【坷 1 a l 事先决定k 和五的值后，只改变摩擦力时的计算结果如图2 3 所示。由图可知： 在发动机实用转速范围内，即使改变摩擦力的值，传递率也不会发生变化，也就是说 转速波动的降低效果不受摩擦力的影响；并且存在着使共振峰值最小的摩擦力最佳值。 i i k - 2 0 0i h r a d i k i 一3 5 0 r a d 哆竺i 压 础 谄 归 渫 p r a t t ：c a 1 、 s p e e d 。 ll e n g i n es p e e d 图2 3 摩擦力效果图 2 2 汽车动力传动系统受迫振动分析 本文所设计双质量飞轮扭振减振器是为e q 6 1 0 2 d t 发动机配套的，汽车动力传动系 受追振动分析的过程是：首先依据建模原则建立实际汽车动力传动系统受迫振动的当 量力学模型，其次是确定模型中的基本参数，包括质量、刚度、阻尼和激励，再次是 列微分方程组。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 采用多自由度集中质量一弹性一阻尼的离散化分析模型，经过长期的研究和实践，人 们已总结出了确定汽车动力传动系统的当量力学模型中的质量、刚度、阻尼的一般原 则。依据建模的原则建立的动力传动系统的受迫振动当量力学模型如图24 所示： 1 7 图z4 动力传动系统受追振动模型图 型中各参数为为转动惯量( 七g 伽2 ) ，k 为扭转刚度( 堙硎r a d ) ，i 为转动 件组成编号。具体说明如下： 发动机第一缸曲轴连杆组k 发动机第一缸曲轴轴径 l 发动机第二缸曲轴连杆组墨发动机第二缸曲轴轴径 厶发动机第三缸曲绚连杆组墨发动机第三缸曲轴轴径 t 发动机第四缸曲轴连杆组蜀发动机第四缸曲轴轴径 l 双质量飞轮第一质量毛双质量飞轮式减振器 l 变速器第一轴、常啮合齿轮、部分中间轴 瓦变速器第一轴c l 双质量飞轮式扭振减振器阻尼 参数的确定：模型中的质量参数，和刚度参数k 可依据有关资料的实测数据确定， 阻尼参数c 的确定依据经验公式及同类车型类比得到，发动机的激励是依据实测发动 机示功图只口曲线( 4 一“) 换算出m 。4 曲线后，进行谐波分析得到。 根据牛顿第二定律，由图示所给出的简化模型可以建立出如下系统受迫振动微分 方程组： 1 8 讫+ 墨( 吼一仍) - 0 1 2 妒2 + 墨( 仍一觋) + k ( 仍一仍) 一0 1 3 仍+ 岛( 仍一讫 1 4 妒4 + 玛( 钆一仍 1 5 红+ 蜀( 红一 + 蜀( 一吼 + 匠( 钆一 + 玛慨一纸 一0 0( 2 1 ) + c l ( 一纸) - 0 i l 吼+ 墨纸一份) + k 纸一仍) + c l 瓴一红) 一0 i i ，7 妒7 + j ，6 0 ，7 一纯) - 0 l 上述微分方程组可用矩阵形式表达为； p 】妒+ 【c 】妒+ k k o ( z2 ) 其中【，】为质量矩阵，陋 为刚度矩阵， c 为阻尼矩阵。 解微分方程式( z1 ) ，就可以得出系统的各阶固有频率，同样可以很方便地利用 计算机求解矩阵方程式( 22 ) ，对上面所得到的系统受追振动微分方程组式( 2 1 ) 进 行数值积分可得出动力传动系统受迫振动时各处的响应。微分方程的数值积分方法有 多种，线性加速度逐步积分方法中的w i l s o n - o 法和n e w m a r k - , 8 法等就是可以直接对微 分方程进行数值积分的有效方法，它们计算效率高，计算结果稳定。本文使用w i l s o n 0 法进行二阶微分方程组的数值积分。 w i l s o n 0 法的计算过程 设系统运动平衡方程的矩阵形式为： 【 f 】u + 【c u + k 】u - r ( 2 3 ) 其中 m 】、 c 、医 分别为质量、阻尼、刚度矩阵，u 、u 、u 分别为单元加速 度，速度、位移向量，r 为外载荷向量。 w i l s o n - o 法实质上是直接积分法的推广，直接积分法就是在相隔f 的一些离散的 时间区间上的解满足式( 2 3 ) 。设分别用砜、砜来表示初始时刻( t o ) 的位 移、速度和加速度向量，为求式( 2 3 ) 从t - 0 到t t 区问上的解，把区间全程划分为 若干相等的时间区间( a t - r ) 。若在时刻0 ，a t 、2 a t ，t ，f + 址，r 上确定 式( z 3 ) 的解为已知，因此，用在时刻0 ，a t 、2 a t ，f 的解的方法就是直接积分 法。直接积分法有中心差分法、h o w b o l t 法、w i l s o n - o 法、n e 咖a r k - 口法等。 线性加速度法是假定加速度从时刻t 到时刻f + 缸为线性变化。w i l s o n 疗法则假定 加速度从时刻r 到时刻f + 缸为线性变化，其中0 2 1 0 。当0 1 0 时为线性加速度法的 格式，要使方程的解无条件稳定则必须使0 1 - 3 7 ，通常选取0 1 4 ，令f 表示时间的 增量，其中0 f o a t 于是从t 到t + 址的时间区间假设有： u 。+ a ，一u f + 二一( 【厂i + 出一【，f ) ( 2 4 ) a 积分上式得到： - - ： 一 - _ 阱玑孟r m - u ) 2 5 ) 积分式( 2 5 ) 得到： 以”- 珥m ”1 2 i t t t 2 + 壶矿，m 一以) ( 2 6 ) 由式( 2 5 ) 和式( 2 6 ) 解出f + 址时刻上有： q 。矗，+ 竿痧，。+ 矗，m 。：珥+ a 缸矗。+ 0 2 = 缸一2 - ，。+ 2 打) ( 2 7 ) 二o 珥m 以+ 8 缸d ，+ 0 _ 2 出2 - ，。+ 2 6 ) ( 2 - 8 ) 由式( 2 8 ) 和( 2 7 ) 就可以利用玑。来求出u r + “和u ，一为： 疗t 一一嘉以。一u f ) 一去d 一2 t (