汽车发动机曲轴扭振减振器设计论文-毕设论文

1前言

1.1课题研究背景及意义

传动系扭转振动是汽车的主要振动形式之一, 会直接影响到汽车零部件的使用寿命和汽车的乘坐舒适性。一些汽车新技术的应用(如轻量化、柴油发动机在轿车上的推广和低转速大扭矩发动机的应用等)使得限制扭振减振变得愈发困难。传统的汽车扭振减振措施是在离合器从动盘上安装扭振减振器，简称CTD。由于离合器从动盘受其空间尺寸的限制，弹性元件刚度大、减振器相对转角小、设计尺寸小,从而使得CTD振动传递率较大, 隔振效果很差，尤其是在低速区几乎没有明显的隔振作用。由于自身的不足, CTD很难满足人们日渐提高的乘坐舒适性的要求, 最典型的取而代之的扭振减振器是双质量飞轮式扭振减振器(简称DMF)。所说的DMF,就是将发动机飞轮分成两部分, 并在中间用扭转减振器连接。这样, 扭转减振器弹性元件和阻尼元件便可以布置在较大的空间内, 因此减振器相对转角较大, 可以将刚度设计得很小,发动机传递到变速箱上的扭振波动便被有效的隔离了。

1.2扭振减振器在国内外的发展现状

DMF扭转减振器诞生于上世纪八十年代中期, 因为其克服了CTD扭转减振器的不足之处, 因此有效地降低传动系的扭转振动, 使汽车的减振降噪技术有了一个质的飞跃。

1984年,日本一家汽车公司在一款涡轮增压柴油机汽车上首次安装了DMF。该公司装备的双质量飞轮扭振减振器基本沿用离合器从动盘式扭转减振器的形式,但是它的采用成为双质量飞轮式扭振减振器发展史上的起点。第二年底,德国宝马公司将DMF装备在宝马324D上, 该车当时被誉为世界上最安静的柴油车。随后,宝马公司推出的系列车型上相继采用DMF并获得用户的广泛认可。一直到上世纪90年代,国外DMF研制的产品已基本趋于成熟,在期间有大量的专利产品和专业研究论文出现, DMF的产量也急剧增长。

在我国国内也颇为重视对DMF减振器的研究, 早在十年之前,一些高校、汽车公司以及科研单位就开始在DMF领域进行探索和研究,这为DMF国产化奠定了理论基础。因为DMF对平衡精度要求较高的原因,各零件的配合精度、同轴度及尺寸公差要求较为严格,但是受制造加工水平和一些关键工序的限制,迄今为止DMF在国内还没有进入批量生产阶段。现在被装配于国内中高档轿车的DMF,几乎都是从国外进口。

1.3本课题的主要研究内容

本课题对汽车发动机曲轴扭振减振器做了以下研究：

1）分析了汽车发动机曲轴扭振减振器转动惯量、扭转刚度及阻尼等系统参数对减振性能的影响。

2）建立了汽车发动机曲轴扭振减振器等效阻尼的解析表达式，就怠速工况与行驶工况下动力传动系统的特性构建了相应的等效力学模型。

3）对扭振固有特性进行了分析，并设计此减振器。

2基本结构和工作原理

2.1基本结构

双质量飞轮式减振器突破了传统离合器从动盘式减振器的空间布局形式，将扭振减振器从空间尺寸局限性大的离合器从动盘处转移至发动机飞轮处，从而为减振器结构的改进提供了可行空间（图2.1）。DMF的扭转弹簧可以获得较大的分布半径，增加减震器的工作转角，降低扭转刚度；还可以通过重新分配减振器两侧飞轮的转动惯量调整系统固有频率，这些都为汽车动力传动系统扭转振动的综合控制创造了有利条件。

图2.1 双质量飞轮式减振器布局及结构

双质量飞轮式扭振减振器主要由第一飞轮、第二飞轮和两飞轮之间的减振器三部分组成。带有启动齿圈的第一飞轮与发动机曲轴输出法兰盘相连接，第二飞轮通过轴承安装在第一飞轮上，第二飞轮又安装有离合器壳、压盘等。第一飞轮和第二飞轮之间的减振器是由弹性机构和阻尼机构组成，通过弹性机构的传动实现两飞轮的相对转动并传递扭矩，同时与阻尼机构一起缓冲减振降噪。双质量飞轮式扭振减振器就像一个低通机械滤波器一样, 它通过重新分配弹性机构两侧的转动惯量并引入阻尼元件和低刚度环节, 实现对汽车动力传动系统扭转振动的综合控制, 使得发动机扭矩波动对动力传动系的影响得到降低, 并将汽车扭振噪声减小的一定程度,因此汽车的乘坐舒适性得到了改善。

减振器的主要结构特点在于其特殊的弹性机构，如图2.2。该弹性机构由两个组合弹簧组成, 弹簧被布置在弹簧盖盘和第一飞轮形成的弹簧室内，并由驱动盘并联起来。每一个组合弹簧都是由分布半径相同的4个直螺旋弹簧通过弹簧帽和滑块串联而成, 各个组合弹簧中对应零件有相同的结构参数和布置参数。组合弹簧中的滑块和弹簧帽是弹性机构组件中的重要零件, 它们是组合弹簧的导向件和滑动支架, 同时也能起到限位的作用, 从而使得直螺旋弹簧沿圆周方向传递力成为可能, 这样每个组合弹簧便可以相当于一个长弧形弹簧。弹簧帽和滑块是实现减振器弹性特性分级的必要条

件，因为它们既可防止弹簧与第一质量直接接触, 又可限制每个弹簧的最大压缩量。具体来说, 当减振器扭转角增大到使得第一级弹簧两侧的滑块和弹簧帽接触时, 这一级的弹簧便不再发生变形。此时组合弹簧的总刚度由开始时所有弹簧的串联刚度转变成其余弹簧的串联刚度, 使得减振器总扭转刚度增大, 由此扭振减振器弹性特性的分级便实现了。由此可知, 这种扭振减振器的弹性特性分级由各级弹簧的线刚度相对大小决定, 同时也由每个组合弹簧中相邻滑块间及滑块与弹簧帽间的初始间距决定。这种特点与传统离合器从动盘减振器的弹性特性分级方式不同, 传统的减振器全部弹簧都是并联作用, 随着弹簧工作扭转角的增大, 逐步有更多弹簧开始参加工作, 从而实现分级特性。

图2.2 双质量飞轮式减振器内部结构示意图

双质量飞轮式扭振减振器有三级式非线性弹性特性。第一级主要在发动机怠速时起作用; 第二级主要在发动机正常驱动的工况下起作用; 第三级则在发动机需要传递更大转矩时起作用。该种扭振减振器能够同时很好地降低发动机启动以及熄火过程中的扭振和噪声。

为了使扭振减振器的工作耐久性得到保证, 应该使DMF中相对转动零件得到良好的润滑。因为大量的热量会在离合器接合过程中产生, 从而造成DMF工作温度较高, 因此零件的润滑要用耐高温润滑脂。DMF第二质量与弹簧盖盘之间留有一定间隙, 用以保证DMF散热。DMF第一质量和弹簧盖盘形成的弹簧室需要良好的密封，

因为其中充满了润滑脂。DMF 第一质量和第二质量之间的滚动轴承要求具有良好的隔热性, 同时还有间隙配合的设计要求。

2.2 工作原理

DMF 通过合理改变扭转减振器两侧转动惯量的分配、合理设计扭转减振器弹簧的扭转刚度、增大减振器的工作扭转角度等措施达到更好的减震效果。在怠速工况下，DMF 应使系统扭振共振转速与发动机怠速转速远离并降低系统的扭振响应振幅，从而使得怠速噪声得到消减；在行驶工况下，将通常由发动机输出转速波动的主谐量激发的扭振共振固有模态频率移出常用转速区，并进一步改善系统固有扭振特性，消减发动机转速波动激励的传动系扭振（由扭振减振器惯量参数和阻尼参数共同调谐实现）。这使DMF 对扭转振动的综合控制能力优于离合器从动盘式减振器。从图2.2可以看出，双质量飞轮几乎使发动机曲轴的扭转振动完全与变速器隔离了，从而降低了传动系统的扭振，消除了变速箱中的噪声，提高了汽车乘坐的舒适性。

2.3 影响DMF 性能的主要参数

2.3.1 转动惯量的配置

转动惯量设计时，应首先遵循双质量飞轮减振器总转动惯量与原飞轮总成的转动惯量相等的原则，以保证发动机运转的平稳性。其次，合理分配减振器两侧的转动惯量使系统固有频率调整到隔振区（即频率比2>λ），隔离发动机的扭振（图2.3）。尽管频率比λ的增加有助于隔振，但并非λ值取的越大越好，在5>λ以后传递率几乎水平，通常选取λ值在5~5.2之间隔振效果就足够了。

图2.3 强迫振动幅频特性曲线

固有频率的调整首先要建立动力系统的简化模型，DMF 扭转刚度在传动系统中最低，故可以以减振器为界，将汽车动力传动系统简化为发动机—变速器的二自由度模型进行初步设计。计算得到二自由度系统扭转振动的固有频率：

2121/)(I I I I k n +=ω ( 2.1)

式中，K 为减振器的扭转刚度，I 1为发动机一侧的转动惯量，I 2为变速器一侧的转动惯量。

由（2.1）式可知，当减速器扭转刚度K 一定时，系统的扭振固有频率n ω主要由扭振减振器两侧的转动惯量大小决定。研究表明，当两飞轮转动惯量比调整到0.7~1.4之间比较合适。 2.3.2 多级刚度参数设计

减振器扭转刚度与飞轮的转动惯量是调节动力传动系统固有特性的主要参数。对于刚度特性而言，在满足传递发动机转矩和将系统固有频率移出常用转速区的条件下，应选用较小的扭转刚度，这样有利于衰减动力传动系统中的扭转振动，减小扭振幅值，降低噪声。

怠速工况时减振器第一级刚度起作用，第一级刚度的临界扭矩M 1可根据试验测得的发动机怠速扭矩确定。第二级刚度用于行驶工况，由于汽车正常行驶时发动机负荷约为（50%-70%）M emax ，因此第二级的临界扭矩M 2可取（1.0-1.2）M emax 。第三极刚度是为缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷而设计的，通常轿车和轻型车的极限工作扭矩M 3的选取范围为（1.20~1.75）M emax 。各级刚度所对应的临界扭转角度可根据滑块、弹簧帽的结构尺寸以及组合弹簧的刚度公式计算确定。 2.3.3阻尼参数设计

发动机在起动和熄火时，都要经过共振转速区，需要多大阻尼才能有效降低共振幅值；而正常行驶时系统处于隔振区这时阻尼要小，若选用大阻尼反而会增加振动幅值，不利于隔振。为使减振器能够很好的满足传动系统减振和隔振两方面的需求，初步设计时，阻尼比ξ选在0.25-0.5的范围内。

2.4 引入摩擦的双质量飞轮结构及工作原理分析

不失一般性，为便于分析，Oxy 坐标系建立在初级飞轮1上其转动方向如图2.4所示。由于弹簧座与第二飞轮内壁及第二飞轮外侧的摩擦力随相对扭转角α增大以及减小，其摩擦力方向发生变化，因此使得弹簧座与第一、二飞轮的全反力F 1和F 2的大小和方向亦发生相应改变，从而对第二飞轮产生的转矩也不相同。图2.4a 、2.4b 分别表明了在相同弹簧力F Q 的条件下，当α增大或具有增大趋势和α减小或具有减小

趋势时作用力与力臂的不同。在图2.3a 中，p 1、p 2为正压力，

21??、为摩擦角，21ψψ、分别为全反力F 1与弹簧力F Q 和全反力F 2作用线的夹角，εL 为坐标系原点到全反力

F 2的力臂.

图2.4 引入摩擦的力与力臂

2.5 引入摩擦的双质量飞轮转矩特性分析模型与求解

图2.5 周向短弹簧型双质量飞轮减振器结构参数

如图2.5所示为双质量飞轮式减振器的结构参数。图2.5中，当第一飞轮的相对扭转角θα=，刚好碰到弹簧座，θ为空转时候的双质量飞轮角度，第二飞轮半径为R 1，弹簧的分布半径为R 2，γ为第二飞轮顶角，第二飞轮与弹簧座相接触的工作段为圆心在原点O 的圆弧，第二飞轮与弹簧座相接触的工作段A'为直线，弹簧座对弹簧的两个支撑点为B 、D ，β=∠DOY ,由于弹簧长度比较短，其工作行程可近似看做为一个直弹簧，设B 、D 间初始长度为L 0，其对应的最初的张开角度为0α

2

sin

20

0αR L = (2.2)

2.5.1 弹簧座和飞轮之间的相互作用力

如图2.6所示，设与第二飞轮接触的是弹簧座C 点，第二飞轮的顶点A 与C 点的距离L AC =b ，减振器的两飞轮转过相对扭转角α。

图2.6 周向短弹簧双质量飞轮运动的示意简图

弹簧长度为

()

2

sin

202θαα--=R L （2.3）

设弹簧的线刚度为k 1，因此得弹簧力

()4

2cos

4

sin

401201θ

ααθ

α+--=-=k R L L k F Q （2.4）

由图2.6知，弹簧力F Q 作用线直线BD 的斜率

??

? ??

-++=2tan 0θααβBD k （2.5）

图2.6中，第二飞轮工作段A `A 为直线，C 为接触点，该直线段的斜率

??

?

??-=αγ2cot AC k （2.6）

建立该直线段的方程并和圆心在A 点，半径为L AC =b 的圆的方程联立，可求出C 点的坐标为

()

()

???

???

?

?

??

??--=+-

=?

??

??---=+-=αγααγα2cos cos 1

2sin sin 1

1212

b R k

b

k y y b R k

b

x x AC

AC A

C ac

A C （2.7）

式中αsin 1R x A -=,αcos 1R y A =。

减振器弹簧座的受力如图2.7，弹簧座与第二飞轮之间的正压力p 2的作用线与第二飞轮工作段直线AC 垂直，直线AC 的斜率与p 2的作用线的斜率相互为负倒数，有

??? ?

?

-=-

=2tan 12γαAC p k k

（2.8）

图2.7 双质量飞轮式减振器中弹簧座受力图

第二飞轮间的正压力p 2与弹簧座的作用线方程式

()C C y x x y +-??? ?

?

-=2tan γα （2.9）

弹簧座和第一飞轮、第二飞轮之间的的摩擦因数分别为1μ、2μ，相对应的摩擦角度为1?、2?，由图2.7可知，全反力F 2的作用线与p 2夹角是摩擦角2?，其斜率为k F2,，因此弹簧座与第二飞轮间的全反力F 2作用线所在直线的方程为

()C C F y x x k y +-=2 （2.10）

又根据摩擦力特性可知，当扭转角度增大的时候

??

?

??+-=222tan ?γαF k （2.11）

当扭转角度减小的时候

??

?

??--=222tan ?γαF k （2.12）

由此可求出弹簧力Q F 作用线与全反力2F 作用线的交点E 的坐标值

()()()???

?

???

----=----=22222F BD D BD D F C F C

BD E F BD D BD D C F C E

k k x k y k x k y k y k k x k y x k y x （2.13）

由于第一飞轮与弹簧座相接触的工作段为一圆心在原点O 的圆弧，其法向力1

p 通过坐标原点O ，弹簧座与第一飞轮间全反力1F 的作用线的斜率特征如下所示，

当扭转角度增大的时候

???

? ??+=11arctan tan ?E E

F x y k （2.14）

当扭转角减小的时候

???

? ??-=11arctan tan ?E E

F x y k （2.15）

式中11arctan μ?=。

()E E F y X X k y +-=1 （2.16）

由力平衡原理并根据图2.4力多边形，可知

2

12sin sin ψψQ F F =

（2.17）

式中 1ψ——弹簧力Q F 与全反力1F 的夹角 2ψ——全反力1F 与全反力2F 的夹角

1

111arctan F BD F BD k k k

k +-=ψ

（2.18）

2

12121arctan F F F F k k k

k +-=ψ

2.5.2 双质量飞轮传递的转矩

双质量飞轮式减振器传递转矩

f T F mL T +=21 （2.19）

式中1L 为2F 对双质量飞轮式减振器飞轮回转中心的力臂，

2

221/F c F C f k x k y L +-= （2.20）

M 为弹簧减振器的个数，f T 为摩擦阻尼的轴承力矩（其所取数值的范围为7-10Nm ），它是由装配时所施加得预紧力产生的，其目的是为缓冲转过空转角θ时产生的冲击。

由此可求出扭振减振器的扭转刚度

dT k=

1（2.21）

αd

3 动力传动系统固有特性

双质量飞轮的设计，应使减振器的最大反抗力矩大于发动机最大输出转矩(其比值为1.3-1.4倍）并考虑过载保护，，同时还应使系统的固有频率在发动机工作转速范围对应的激振频率之外，即应使发动机怠速时的激振频率高于系统的一阶固有频率以避免怠速共振，同时发动机最高转速所对应的激振频率应该低于系统的二阶固有频率以避免高速时候的共振，由此避免产生共振。

3.1 动力传动系统的等效力学模型

汽车传动系可看成是一个多质量的弹性扭转振动系统，如图3.1a 所示，图3.1b 为仅考虑系统的第一和第二阶固有频率的时候分析模型，著名的双质量飞轮生产厂家德国LUK 公司所应用的分析模型即为采用的该三质量两自由的半正定系统模型。其中1J 为初级飞轮和发动机曲轴的转动惯量之和，双质量飞轮的扭转刚度为1k ；2J 为双质量飞轮次级飞轮和离合器从动盘的转动惯量，传动系统等效扭转刚度为2k ；3J 为传动系统等效转动惯量。

图3.1 汽车传动系统的扭振简化模型

为了求出2k 和3J 将传动系上各构件的转动惯量及扭转刚度用一等效件代换，代换前后的动能和势能应分别相等为其代换原则。

2121212121213e e w w dm dm m m m m uj uj b b gb i J i J i J i J i J i J J J ++++++= （3.1）

e

e w w dm dm mm mm uj uj b b gb k i k i k i k i k i k i k k 21212121212121

1111111++++++= （3.2）

式中gb J 为变速器的转动惯量，∑==n

j j j gb i J J 121'；gb k 为变速器的扭转刚度，

∑==n

j j j j j

gb

k J k i

k 1

'''21;1

1

、分别表示各变速箱传动轴的 转动惯量和扭转刚度。b J 为中

央制动器的转动惯量；uj J 为万向节传动轴的转动惯量；mm J 为主减速器的转动惯量；

dm J 为差速器的转动惯量；w J 为驱动车轮的转动惯量；e J 为整车平移质量的转动惯量。

各构件刚度下标含义与转动惯量相同，各传动比表示构件到变速器输入轴之间的传动比。

3.2 传动系统振动方程及固有频率的求解

系统的固有频率和振型可由下述齐次振动微分方程组求得

0..

=+θθk J (3.3)

式中 ?????

??=321

000

00J J J J ????? ??=321θθθθ

????

?

?

?-+-=22

22

11

1100k k k k k k k k k 式中)3,2,1(=i i θ为各质量的扭转角度，解出其系统的固有频率

??

???-±-=

=a ac b b 240222,10ωω (3.4)

()()()??

?

??++-=+-+==32121321221313

21J J J k k c J J J k J J J k b J J J a (3.5)

3.3 带入参数后的计算测试与分析

应用上述基本理论，对本次设计所针对的国产轿车发动机双质量飞轮进行分析计算，各参数如下。

该款发动机动力总成相关参数：四缸发动机，最大扭矩max e M =130Nm ，额定功率：68KW ，转速范围：800r/min —6000r/min ，2114.0m kg J ?=，2205.0m kg J ?=，

2306.2m kg J ?=，() /5562m N k ?=，由于1k 随相对扭转角的增大刚度不同，取理论计算BC 段的最大刚度时的T 计算1k ，系统固有频率和共振转速计算结果如表3.1所示.

表3.1

扭转刚度()(

)1

1/-?? m N k

固有频率()

1/-?s rad ω 共振转速()

1min /-?r n 13 一阶 二阶 一阶 二阶 13 86.7

885.1

754.3

8239.4

由表3.1知，一阶共振转速低于怠速转速而二阶共振转速高于发动机最高转速，使共振转速完全被隔离于发动机的工作转速之外，有效地消除了共振对发动机和传动系的影响。