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双筒液压减振器速度特性仿真与灵敏度分析双筒液压减振器是一种常用的振动控制装置，其主要应用于航空、航天、汽车和机械等领域。
本文通过对双筒液压减振器的速度特性仿真和灵敏度分析，探讨该装置的动态特性和对应的参数对系统性能的影响。
首先，对双筒液压减振器进行速度特性的仿真。
在仿真过程中，需要对减振器的结构和工作原理进行了解。
双筒液压减振器由上下两个液缸组成，液压缸内填充液体，通过阀门控制液体流动，从而实现减振效果。
在正常情况下，液压缸内的液体处于稳态流动状态，当系统受到外力作用时，阀门开始调节液压缸内液体的流速和流量，从而实现降低振动的目的。
在仿真过程中，首先需要建立双筒液压减振器的数学模型。
该模型包括液压缸与阀门的动力学方程和流体力学方程，通过计算机程序求解该方程组，得出减振器的速度响应曲线。
通过对比不同参数下的速度响应曲线，分析双筒液压减振器的动态特性和对应参数的影响，为优化双筒液压减振器的性能提供依据。
其次，进行灵敏度分析。
灵敏度是指系统的输出变量对输入参数的变化敏感程度。
在双筒液压减振器中，输入参数包括阀门开度、液体粘度、弹性模量等，输出变量为减振器的速度响应曲线和功耗等。
通过灵敏度分析，可以得出不同参数对系统性能的影响程度，为选择合适的参数提供依据。
综上所述，双筒液压减振器速度特性仿真与灵敏度分析对于优化该装置的设计具有重要意义。
通过对该装置的动态特性和参数影响进行分析，可以提高其减振效果和稳定性，同时也可以降低其制造成本和能量消耗，为实现更高效的振动控制提供技术支持。
在进行双筒液压减振器的速度特性仿真时，需要仔细选择模型参数和输入参数，以确保仿真结果的准确性。
模型参数主要包括液压缸和阀门的结构参数，如液压缸半径和长度等，以及流体力学参数，如液体密度和动力粘度等；输入参数包括阀门开度、外部激励力和振动频率等。
在模型建立和仿真过程中，需要注意模型的稳定性和精度，避免因模型不完善而导致的误差。
在进行灵敏度分析时，需要选取合适的参数范围和分析方法，以确定不同参数对于系统性能的影响程度。
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
【期刊名称】《中国机械工程》
【年(卷),期】2010(021)009
【摘要】通过三维实体建模、试验和计算荻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.
【总页数】6页(P1128-1133)
【作者】王登峰;宋继强;刘波
【作者单位】吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,130025;吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,130025;长安汽车工程研究院,重庆,401120
【正文语种】中文
【中图分类】U463.2
【相关文献】
1.双质量飞轮-周向短弹簧型扭振减振器弹性特性设计原理及性能分析 [J], 吕振华;吴志国;陈涛
2.汽车动力传动系双质量飞轮-径向弹簧型扭振减振器弹性特性设计方法 [J], 吕振华;熊海龙;陈涛
3.双质量飞轮式扭振减振器性能检测试验台的设计 [J], 周斌;曾荣;赵光明
4.汽车动力传动系双质量飞轮式扭振减振器特性分析 [J], 张世义;胡建军;李光辉
5.双质量飞轮式扭振减振器性能模拟计算分析 [J], 刘圣田
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双质量飞轮扭振特性的仿真分析与优化韦光;余传文【摘要】基于三缸发动机前置前驱汽车动力传动系统,建立了传动系扭振分析模型.采用MATLAB软件编制了扭振特性的求解界面,通过对比计算结果,分析了双质量飞轮扭转减振器在不同工况下对汽车振动的影响作用.通过灵敏度分析,使传动系扭振特性得到优化,为双质量飞轮扭转减振器的设计以及整车传动系统的匹配优化提供了依据和工具.【期刊名称】《工程与试验》【年(卷),期】2015(055)001【总页数】6页(P84-89)【关键词】传动系;扭振模型;双质量飞轮;优化【作者】韦光;余传文【作者单位】中国第一汽车股份有限公司技术中心,吉林长春130011;中国第一汽车股份有限公司技术中心,吉林长春130011【正文语种】中文【中图分类】U463.2汽车动力传动系统的扭转振动往往产生复杂的振动和噪声，影响乘坐舒适性和零部件耐久性。
对传动系扭振的控制措施通常是在传动系中加入扭转减振器。
传统的扭转减振器为CTD减振器（离合器从动盘式），而DMF减振器（双质量飞轮式）近些年发展较为迅速[1]。
然而，目前只有少数国外供应商掌握DMF减振器技术，国内在整车上的匹配开发缺乏成熟的经验。
本文以三缸发动机前置前驱汽车动力传动系为研究对象，建立不同工况下的扭振模型及动力学方程，并编制扭振特性求解界面。
通过计算分析，对比了CTD和DMF减振器对传动系扭振固有特性的影响。
通过分析灵敏度，优化了传动系扭振特性，为整车传动系合理匹配DMF减振器提供了参考和工具，实际意义较大。
DMF减振器有多种结构形式，但基本结构相同，即由初级和次级飞轮、减振器组成[2]。
初级飞轮与发动机曲轴输出端法兰盘联接，次级飞轮和离合器连接并通过轴承支撑在初级飞轮上。
两级飞轮之间通过减振器相联，减振器由弹性和阻尼元件组成。
CTD减振器与DMF减振器结构示意见图1。
考虑到传动系扭振阻尼较小[3]，且扭振阻尼的可靠数值无法确定，本文只分析无阻尼自由扭振固有特性。
上海交通大学硕士学位论文双质量飞轮式扭转减振器的特性研究与优化分析姓名：***申请学位级别：硕士专业：车辆工程指导教师：***20080101究双质量飞轮份的固有振动特性。
最后，对双质量飞轮式扭转减振器进行优化分析。
在双质量飞轮的初级飞轮和次级飞轮上分别安装减振结构，建立新型的双质量飞轮模型。
通过采用拉格朗日函数法，建立行驶和怠速两个工况下的整车传动系动力学方程；以减振效果为评判标准，初步建立新型的双质量飞轮模型；采用设计L25(56)正交试验的方法，完成新模型中的参数匹配；并对新型双质量飞轮模型的固有频率校验，验证新模型的可行性。
双质量飞轮发展前景非常可观，对装备有双质量飞轮的整车动力传动系统进行振动特性研究和优化分析，在理论上和实际上都具有重要的意义。
关键词：双质量飞轮，MATLAB/Simulink，动力传动系，扭转振动，优化分析，正交试验IIThe Characteristic Study and Optimization AnalysisOf Dual Mass FlywheelABSTRACTThe ride performance and comfort degree of automobile would become poor when the powertrain of the vehicle was inspired with vibrations, the main resource of which is the torque undulation of the engine crank. In order to reduce this vibration, torsional dampers are set into the automobile transmission. As a new type of torsional vibration absorber, Dual Mass Flywheel (DMFW or DMF) is highly valued due to its excellent damping properties.Through brief introduction of research overview on dual mass flywheel, multi-degree-of-freedom torsional vibration models of automobile power train equipped with DMFW are built in this project. Transmission virtual prototyping is established in the software of MATLAB/Simulink so that characteristics of DMFW can be analyzed. On this basis, the probability of DMFW optimization is discussed. The main research includes:Firstly, by the analysis of DMFW structure, simulation model of vehicle powertrain is built in MATLAB/Simulink. In driving and idling condition, 15-freedom and 8-freedom models of a certain type of six-cylinder diesel truck transmission are built; and simulation module charts are established in Simulink through kinetic equations of the model.Secondly, vibration characteristics of dual mass flywheel are analyzed. In driving and idling condition, forced vibration of vehicle powertrain is simulated; by comparing with clutch torsional damper, excellent damping property of DMFW is testified. And free vibration characteristic of DMFW isIIIanalyzed through the study of free frequency and free mode of automobile powertrain vibration.Finally, optimization analysis of dual mass flywheel is discussed. By the method of setting damping devices into primary and secondary flywheel, optimization model of DMFW can be built. Through the use of Lagrange method, kinetic equations of automobile transmission, both in driving and idling condition, can be obtained. Based on damping effect, optimization structure of DMFW is confirmed and parameters of optimization model are found by L25(56) orthogonal test. And then, verify free frequency of the optimization model to attest the feasibility of this optimization.Since there is considerable room for the development of DMFW, it is of great significance to research on the vibration characteristic and optimization probability of dual mass flywheel.Keywords: DMFW, MATLAB/Simulink, Automobile powertrain, Torsional vibration, Optimization analysis, Orthogonal testIV上海交通大学学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。
某车型双质量飞轮设计摘要：本文对双质量飞轮振动特性做了简要分析，对双质量飞轮的关键零件弧形弹簧进行了弹簧特性推导，并对弹簧进行了设计，确定了飞轮的材料及尺寸，后续对关键零件建立了结构模型。
最后对减振盘进行受力分析，最终确定减振盘性能可满足日常使用需求。
关键词：离合器；双质量飞轮；弹簧；受力分析1 前言随着科技迅速发展，人们对交通工具的舒适性有了更高的要求。
随着大功率发动机的出现，汽车的性能需求得到了极大满足，但汽车传动系统减振降噪的措施却没有得到多大改善。
离合器的扭转减振器虽然对传动系统的噪声降低有所作用，但是也有许多无法解决的问题，比如无法将汽车传动系统的共振降到怠速以下，扭转范围偏小等，双质量飞轮的研究很好的解决了这一问题。
2 双质量飞轮振动特性分析分方便分析可将其结构简化为两自由度扭振系统，如图1所示。
图1 双质量飞轮扭转系统物理简化模型由上图可分析得出,双质量飞轮扭振减振器频响应公式：在降低动力传动系扭振这一重要功能上，双质量飞轮扭振减振器具备着非常显著的优势。
对双质量扭转减振器扭振特性进行推导计算、优化改良后，可最终确定了相关的结构性能参数，共振转速得以降低到实际工作转速范围以下。
3双质量飞轮结构设计3.1扭转减振器主要参数本车型发动机相关参数指标如表1。
表1 某车型发动机参数3.2阻尼参数干摩擦阻尼力矩决定了扭转减振器降低动力传动系统共振振幅的能力。
如果其数值过小，那么系统的扭振振幅就不能得到有效的衰减;但如果干摩擦阻变大，从而会导致扭转减振器尼力矩值过大，就相当于变相地使扭转刚度KT的性能降低。
由此可见，干摩擦阻尼力矩必有一个最佳值。
一般来说，阻尼参数越小越好，但又不能过小，否则会影响从车辆的发动，本设计中阻尼参数取。
3.3转动惯量的选择由固有频率分析可知：当 =时，固有频率ω有最小值，但在设计双质量飞轮的转动惯量时不能仅仅只考虑主、副飞轮和离合器盖以及摩擦片的转动惯量，还要考虑整个传动系的整体性。
AUTO PARTS | 汽车零部件1 引言随着汽车行业的飞速发展，人们对车辆乘坐的舒适性要求也越来越高，双质量飞轮作为汽车传动系统的重要部件，其功能是衰减整车振动与噪音，使发动机动力平稳传递到变速箱。
本文为了分析通过调整双质量飞轮减振性能参数对整车NVH的影响，建立了汽车传动系统模型，并通过整车WOT工况对比分析发动机和变速箱输入轴的扭振情况，同时结合整车实际测试结果，进一步确定双质量飞轮减振参数优化方向。
图1 双质量飞轮总成在整车传动系统中布置图1发动机；2双质量飞轮总成；3变速箱123发动机动力通过曲轴传递到双质量飞轮，经过双质量飞轮减振后传递给变速箱。
因双质量飞轮内部有减振系统，在传递发动机动力的同时，对发动机自身的扭振进行衰减，使发动机的动力更平稳过渡到变速箱，提升了整车NVH水平，也改善了变速箱的工作环境。
双质量飞轮内部结构参考考图2。
图2 双质量飞轮总成内部结构图1盘铆钉；2主飞轮体；3滑轨；4弧形弹簧；5盖盘；6初级惯量环；7盘毂；8次级惯量环；9齿圈；10垫圈；11驱动盘；12波形密封圈123456789101112发动机动力通过曲轴传递到主飞轮体，再由主飞轮体传递到弧形弹簧，弧形弹簧作为减振元件通过不断压缩、伸展将发动机扭矩波动进行衰减，使动力更平稳传递到驱动盘，驱动盘与盘毂通过铆钉固定，盘毂内花键与变速箱输入轴外花键啮合，动力通过盘毂内花键传递到变速箱。
在整个动力传递过程中，双质量飞轮主要功能是传递扭矩、减振。
以某搭载1.5T发动机的车型为例，通过测试整车各档位WOT工况的NVH水平如下：通过测试输入轴2阶角加速度，4挡、5挡、6挡不满足整车NVH要求（≤500rad/s2）需要对双质量飞轮性能进行优化。
双质量飞轮性能优化方向需要运用LMSAmesim软件搭建整车传动系统模型，模拟整车在行驶过程中传动系统的扭振状态，通过不断匹配双质量飞轮的性能找到最优方案。
传动系统模型的组成主要分为：前端附件模型、发动机模型、双质量飞轮模型、变双质量飞轮减振性能对整车NVH 影响的研究谈丽华 王旭东武汉软件工程职业学院 湖北省武汉市 430205摘 要：双质量飞轮作为汽车传动系统中的重要部件，主要功能就是减振降噪，提升整车NVH水平，本文通过整车测试及传动系统模拟仿真计算，对双质量飞轮减振性能进行优化，进一步提升整车NVH水平。
AUTO PARTS | 汽车零部件1 引言双质量飞轮简称DMF ，问世于20世纪80年代，由日本丰田和德国宝马汽车公司在从动盘式扭转减振器基础上改良得来[1]，到20世纪90年代，双质量飞轮产品的设计方法和生产工艺已经很成熟，逐步取代动盘式扭转减振器（CTD ）[2-3]。
DMF 安装在变速箱和离合器之间，DMF 将传统的飞轮分成了两个部分，即第一质量和第二质量，第一质量与发动机相连接，副飞轮与变速箱相连接，中间使用弹性阻尼元件连接，适用于汽车传动系统的扭转振动控制。
2 整车动力传动系扭振模型的建立基于当量化原则建立整车动力传动系扭振模型，具体原则如下：(1)非弹性惯量元件是基本解释效用相同的元件。
(2)反之等效为弹性元件则是抗扭强度大、质量惯性矩小的元件。
(3)相邻两组质量之间的连接轴的质量转动惯量均匀地分布在两组质量上忽略小减振对扭转振动的影响。
2.1 行驶工况下的扭振模型建立的DMF 汽车传动系扭转振动模型如图1所示，图中J 1为发动机附件、扭转减振器质量惯性矩之和，J 2为减振器与曲轴前端转动的一半之和，J 3~J 6为各活塞连杆机构及曲轴段的质量惯性矩，J 7为初级与曲轴飞轮端质量惯性矩一半之和，J 8为第二质量、离合器总成及变速箱一轴一半质量惯性矩之和，J 9为变速箱一轴一半与变速箱第一轴质量惯性矩之和，J 10为变速箱中间轴和二轴的等效质量惯性矩，J 11传动轴质量惯性矩，J 12主减速器传动齿轮质量惯性矩，J 13差速器与半轴质量惯性矩一半之和，J 14半轴一半和车轮质量惯性矩之和，k 1至k 14分别为各段连接轴的抗扭强度。
在前文研究的基础上[4,5]，建立行驶工况下的CTD 整车动力传动系扭转振动模型，具体操作：用J'7替换J 7，k ＇7替换k 7，基于车型相关数据得出其他各项目的参数的数值，如表1所示。
2.2 怠速工况下的扭振模型建立怠速工况下DMF 整车动力传动系基于Matlab 汽车双质量飞轮扭振仿真试验研究冯振威1 马能武2 徐旭11.黄河交通学院 河南省焦作市 4540002.中国农业机械化科学研究院集团有限公司 北京市 100083摘 要： 由于汽车动力传动系统的自由度、分布质量、刚度和阻尼不统一，所以在工作的过程中会受到许许多多的扭转振动，产生振动和噪声，减少结构强度，影响行车的安全性与舒适性。
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【摘要】通过三维实体建模、试验和计算荻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.【期刊名称】《中国机械工程》【年(卷),期】2010(021)009【总页数】6页(P1128-1133)【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【作者】王登峰;宋继强;刘波【作者单位】吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,130025;吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,130025;长安汽车工程研究院,重庆,401120【正文语种】中文【中图分类】U463.20 引言汽车动力传动系是一个多自由度扭转振动系统,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[2-3]。
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。
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,I1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;I2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：式中,M0为平均扭矩,N◦m;Mγ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(0.5ωe、1.0ωe、1.5ωe、2.0ωe、2.5ωe、…)时在发动机一个工作循环中的各阶相位图(图2)[5]。
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=2.0,4.0,6.0,…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,对于四缸四冲程发动机其主谐量是2.0ωe。
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2.0、4.0、6.0时扭振激励的表达式为式中,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[5-6]。
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MATLAB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。
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◦cm2) 601.60 J 2 飞轮及离合器转动惯量(kg◦cm2) 3106.30第一飞轮转动惯量(k g◦cm2) 1579.00 J 3扭振减振器之从动毂转动惯量(kg◦cm2) 52.92第二飞轮转动惯量(kg◦cm2) 1579.00 J 4变速器及1/2中间传动轴转动惯量(kg◦cm2) 72.23 J′4变速器一轴、常啮合齿轮及部分中间轴转动惯量(kg◦cm2) 49.00 J 5 1/2中间传动轴、分动器及1/2后传动轴转动惯量(kg◦cm2) 283.40 J 6 1/2后传动轴、差速器及1/2半轴转动惯量(kg◦cm2) 40.68 J 7 1/2半轴及驱动轮转动惯(kg◦cm2)1510.00 J 8 平移质量当量转动惯量(kg◦cm2) 84 903.00 k1发动机曲轴与飞轮间的扭转刚度(N◦cm/rad) 1.842×107 k2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) 3.05×104 k3变速器第一轴之扭转刚度(N◦cm/rad) 4.23×106 k4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) 1.178×106 k5分动器输出轴、后传动轴、后桥主动轴的扭转刚度(N◦cm/rad)5.216×105 k6 半轴扭转刚度(N◦cm/rad) 5.197×104k7 车轮切向刚度(N◦cm/rad) 2.935×105 c1 发动机阻尼(N◦cm◦s/rad) 923.00 c2离合器扭振减振器内阻尼(N◦cm◦s/rad) 442.10 c3 变速器之外阻尼(N◦cm◦s/rad) 149.50 c4 分动器之外阻尼(N◦cm◦s/rad) 36.80 c5 后桥之外阻尼(N◦cm◦s/rad) 93.05 c6 车轮阻尼(N◦cm◦s/rad) 63.00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24.2Hz,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转速范围内的共振。
图4 行驶工况下传动系固有振动特性对比曲线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MATLAB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78.36Hz降至9.10Hz,所对应的共振转速为 273r/min,远低于发动机怠速转速 800 r/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显变化,只是各阶振型幅值大小有所差别。
