双质量飞轮设计与减振特性研究
双质量飞轮技术要求及试验方法编制说明
《双质量飞轮技术要求及试验方法》编制说明1项目背景1.1任务来源随着我国汽车工业的日益成熟，人们对舒适性的要求也越来越高。
汽车的振动和噪声被用户越来越关注，是汽车研究人员的重要课题之一。
双质量飞轮（DMF）扭转减振器是解决振动和噪声问题的最佳方案，但双质量飞轮技术长期以来一直被国外公司技术垄断，直到近几年才在国内得到了飞速发展。
为了打破国外技术垄断，推动离合器行业创新发展，促进企业的技术进步和持续发展，结合国务院关于《深化标准化工作改革方案》（国发【2015】13号）、《关于培训和发展团体标准的指导意见》（国质检标联[2016]109号）文件的要求,行业亟需制定出满足离合器行业未来可持续发展需求的双质量飞轮技术的团体标准。
通过团体标准的制定，促进国内离合器行业整体技术水平的提升，缩小与国外先进企业标准的差距，帮助国内离合器企业的技术提升与创新，提高国内离合器企业的竞争能力，营造良好的市场竞争环境，促进行业的可持续发展，引领国内离合器企业的高质量发展。
1.2标准编制过程2018年12月18日，离合器委员会副理事长单位湖北三环离合器有限公司作为离合器行业团体标准制定牵头单位，组织珠海华粤、浙江铁流、华域动力、长春一东、桂林福达、重庆长安、重庆爱思帝、浙江奇碟、荣成黄海、宁波宏协、捷通、浙江科马、浙江德瑞、湖北鑫宝马等理事单位在湖北武汉召开了关于离合器团体标准制定的专家组工作会议，并邀请了来自一汽、东风汽车、合肥工业大学、吉利汽车、上汽、上汽通用五菱、江淮汽车等单位的7名外部专家参与了立项论证评审。
专家组经过讨论认为：1)该标准的制订非常有必要：近年来，随着汽车产业的快速发展，双质量飞轮技术在MT、AT、CVT、DCT、混合动力等领域都得到了广泛应用。
为了推动双质量飞轮技术在国内的的产业化发展，出于离合器行业的转型升级，特提出了本项目的团体标准申请。
通过团体标准的制定，促进国内离合器行业整体技术水平的提升，缩小与国外先进企业标准的差距，帮助国内离合器企业的技术提升与创新，提高国内离合器企业的竞争能力，营造良好的市场竞争环境，促进行业的可持续发展，引领国内离合器企业的高质量发展。
双质量飞轮技术要求及试验方法
双质量飞轮技术要求及试验方法1范围本标准规定了双质量飞轮的术语和定义、技术要求及试验方法。
本标准适用于以内燃机为动力的双质量飞轮。
2规范性引用文件下列文件中的内容通过文中的规范性引用而构成本文件必不可少的条款。
其中，注日期的引用文件，仅该日期对应的版本适用于本文件；不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。
GB/T9239.1-2006机械振动恒态(刚性)转子平衡品质要求第1部分:规范与平衡允差的检验QC/T1050-2016乘用车双质量飞轮技术要求及试验方法3术语和定义下列术语和定义适用于本标准。
3.1双质量飞轮双质量飞轮由两个质量部分组成，初级质量与发动机曲轴刚性连接，起到传统飞轮的作用，次级质量通过弹簧减振器与初级质量连接为整体。
3.2初级质量置于曲轴后端，与发动机曲轴刚性连接的部件，包括前壳体、后壳体、轴承等。
3.3次级质量与离合器或变速箱输入轴连接的部件，包括传力板、密封碟垫、摩擦盘等部件。
3.4基础阻尼力矩在初级质量相对于次级质量正反两个方向进行扭转时，在弹簧尚未工作前所测得的扭转力矩值之和，见图1中的F1值。
3.5自由转角12次级质量从零位分别向正反两个方向扭转到弹簧尚未压缩时的扭转角度之和，见图1中的J1值。
3.6扭转刚度初级质量与次级质量相对扭转过程中扭矩与转角的比值,见图1中的K 值。
3.7极限转角初级质量与次级质量间的最大相对扭转角度，见图1中的Ab 。
3.8极限扭矩初级质量与次级质量相对扭转到极限转角时所测得的最大扭矩值，见图1中的Tb 值。
3.9驱动方向当双质量飞轮初级质量与次级质量相对扭转时，次级质量的扭转方向与发动机的旋转方向相反时的方向。
3.10滑行方向当双质量飞轮初级质量与次级质量相对扭转时，次级质量的扭转方向与发动机的旋转方向相同时的方向。
表1双质量飞轮扭转特性曲线示图4技术要求4.1扭转特性4.1.1基础阻尼力矩F1基础阻尼力矩应在2Nm-20Nm之间。
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
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
吕振华;熊海龙;陈涛
【期刊名称】《汽车工程》
【年(卷),期】2002(024)001
【摘要】本文建立了双质量飞轮径向弹簧型DMF RS扭振减振器的弹性特性表达式并进行了理论探讨,提出了该减振器弹性机构的设计方法,可实现理想的硬非线性弹性特性.即在发动机怠速工况下具有很低的扭转刚度,在汽车行驶工况下具有随传递转矩渐增的扭转刚度,同时可保证减振器的极限工作扭角和极限弹性转矩都尽可能大.文中还基于某轿车动力传动系的多自由度集总质量-弹性扭振分析模型,计算分析了采用DMF RS型减振器的动力传动系扭振固有特性,证实了该减振器的扭振控制性能.
【总页数】5页(P51-55)
【作者】吕振华;熊海龙;陈涛
【作者单位】清华大学,汽车安全与节能国家重点实验室;清华大学,汽车安全与节能国家重点实验室;清华大学,汽车安全与节能国家重点实验室
【正文语种】中文
【中图分类】U46
【相关文献】
1.双体飞轮-周向弹簧型扭振减振器弹性特性设计研究 [J], 吕振华;陈涛
2.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
3.双质量飞轮——四连杆-弹簧机构型扭振减振器弹性特性分析与优化设计 [J], 李伟;史文库;龙岩
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.径向弹簧型双质量飞轮扭转减振器扭振固有特性研究 [J], 李光辉;胡建军;秦大同因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
汽车新技术—双质量飞轮
——汽车技术发展趋势
2015年1月8日
第10章 双质量飞轮扭振减振器
10.1 概述
动力传动系的固有频率与常用车速下发动机激励 的频率接近，从而传递并放大了来自发动机的振 动，进而引起车辆其余部件的振动和噪声。
离合器片
双质量飞轮扭振减振器是离合器从动盘式扭 振减振器的继承和发展。
双质量飞轮是当前汽车上隔振减振效果最好的装置。
橡胶弹簧双质量飞轮
空气阻尼双质量飞轮 液力双质量飞轮
弹性特性合理，结构简化。 寿命有限。 性能优良，结构紧凑。
成本较高，控制复杂。
优点：
1、降低发动机—变速器振动系统 的固有频率，避免怠速共振；
2、加大安装半径，降低减振弹簧 刚度并容许增大转角；
3、有利于减少换挡冲击； 4、有利于应用其他形式的弹性和 阻尼； 5、改善传动系布置，延长传动系 零部件寿命。
缺点：
1、结构复杂，加工制造困难且成 本高； 2、发动机高速转动下，弹簧磨损 加剧。
第10章 双质量飞轮扭振减振器
10.3 结构介绍
周向长弧形螺旋弹簧双质量飞轮 周向短弹簧双质量飞轮 径向双质量飞轮
较好解决了有限设计空间内实现 了减振器低扭转刚度问题。 可通过多种手段调谐，更灵活实现 多级非线性弹性特性。 结构复杂，生产困难，精度要求高。 弹性特性和阻尼特性稳定，受离心 力影响小，结构简单。 最大传递转矩有限。
第10章 双质量飞轮扭振减振器
10.2 工作原理及优缺点
工作原理 一方面由弹簧扭转减振系统，来吸收发动机输出转矩中所包Байду номын сангаас的变动转矩成分，将平均化 的转矩传递给变速器，衰减扭转与振动有关的振动和噪声；
另一方面，通过将飞轮分成不同质量的两块，使整个动力传动系统的固有频率大大降低， 从而使发动机的工作转速避开共振区。
周向长弧形弹簧式双质量飞轮迟滞非线性扭转特性模型研究
A p p r o x i m a t eT e c h n i qu e [J ].J o u r n a lo f V i b r a t i o n a n dS h o c k ,2000,19,(3):43‐45.[10] 曾建平,杜用平.干摩擦动力吸振器的MA T L A B仿真及其基于频谱分析的优化设计[J ].振动与冲击,2002,21(2):76‐77,90.Z e n g J i a n p i n g ,D uY o n g p i n g.S i m u l a t i o nB a s e do n MA T L A Ba n dO p t i m i z a t i o nD e s i g nB a s e d o nS p e c -t r u m A n a l y z i n g f o rV i b r a t i o n E q u i p m e n t i n C o n -s i d e r a t i o no fF r i c t i o nF a c t o r [J ].J o u r n a l o fV i b r a -t i o na n dS h o c k ,2002,21(2):76‐77,90.[11] 王民,费仁元.电流变材料在结构振动控制中的非线性特性及理论模型[J ].机械工程学报,2002,38(6):88‐92.W a n g M i n ,F e iR e n y u a n .E x p e r i m e n t a l a n dT h e o -r e t i c lA n a l y s i so fN o n l i n e a rD y n a m i c so fE l e c t r o -r h e oL o g i c a lF l u i d s i n V i b r a t i o nC o n t r o l [J ].C h i -n e s e J o u r n a l o fM e c h a n i c a l ,2002,38(6):88‐92.[12] 区炳显.摩擦减振镗杆的理论与实验研究[D ].北京:北京工业大学,2009.(编辑 苏卫国)作者简介:闫俊霞,女,1984年生㊂江南大学机械工程学院副教授㊂主要研究方向为机械动力学㊁工程机械㊂出版专著1部,发表论文10余篇㊂区炳显,男,1983年生㊂江苏省特种设备安全监督检验研究院无锡分院工程师㊂周向长弧形弹簧式双质量飞轮迟滞非线性扭转特性模型研究曾 荣 左 厅 江征风 陈 雷 胡 伟武汉理工大学,武汉,430070摘要:周向长弧形弹簧式双质量飞轮(D M F ‐C S)的扭转特性是扭转刚度及阻尼作用的综合效果,能更贴切地反映D M F ‐C S 的隔振㊁阻振特性㊂对D M F ‐C S 的扭转特性进行仿真分析,获得了不同摩擦因数下的扭转特性迟滞非线性曲线㊂仿真结果表明其滞回面积随摩擦因数的增大而增大,且以无摩擦时的扭矩曲线为基架㊂根据仿真分析结果建立了该D M F ‐C S 的迟滞非线性扭转特性模型㊂进行了该D M F ‐C S 扭转特性试验,应用试验数据对建立的模型进行了参数识别,模型识别结果与试验结果较接近,从而验证了模型的可靠性㊂关键词:周向长弧形弹簧式双质量飞轮(D M F ‐C S);迟滞非线性;扭转特性;摩擦力中图分类号:T H 113.1;T P 306 D O I :10.3969/j .i s s n .1004132X.2015.16.004H y s t e r e s i s T o r s i o nC h a r a c t e r i s t i cM o d e l o fC i r c u m f e r e n t i a l A r c S p r i n g D u a lM a s s F l yw h e e l Z e n g R o n g Z u oT i n g J i a n g Z h e n g f e n gC h e nL e i H u W e i W u h a nU n i v e r s i t y o fT e c h n o l o g y,W u h a n ,430070A b s t r a c t :T o r s i o n c h a r a c t e r i s t i c s o fD M F ‐C Sw e r e t h ee f f e c t so f t h e t o r s i o n a l s t i f f n e s s c o m b i n e dw i t h t h e s y s t e md a m p i n g ,w h i c h s o p h i s t i c a t e d l y e x p l a i n e d t h e v i b r a t i o n i s o l a t i o n a n d d a m p i n g c h a r a c -t e r i s t i c s o f D M F ‐C S .W i t h t h e s i m u l a t i o no f t h e t o r s i o n c h a r a c t e r i s t i c s o f D M F ‐C S ,t h e t o r s i o n a l h y s -t e r e s i s c u r v e sw e r e p l o t t e du n d e r d i f f e r e n t f r i c t i o nc o e f f i c i e n t s .T h e s i m u l a t i o n r e s u l t s s h o wt h a t t h eh y s t e r e s i s a r e a i n c r e a s e sw i t ht h ef r i c t i o nc o e f f i c i e n t s ,a n dt h eh y s t e r e s i sc u r v e sa r ef r a m e db y th e c u r v ew i t h o u tf r i c t i o nf o r c e .A c c o r d i n g t ot h ea b o v er e s u l t s ,t h eh ys t e r e s i st o r s i o nc h a r a c t e r i s t i c s m o d e l o fD M F ‐C Sw a s e s t a b l i s h e d .T h e t o r s i o n c h a r a c t e r i s t i c s e x p e r i m e n t s o fD M F ‐C Sw e r e c o m p l e -t e d ,a n du s i n g t h e e x p e r i m e n t a l d a t a ,t h em o d e l p a r a m e t e r sw e r e i d e n t i f i e d .F r o mc o m p a r i s o n ,t h e i -d e n t i f i c a t i o nm o d e l i s c l o s e t o t h e e x p e r i m e n t a l o n e ,w h i c hv a l i d a t e s t h e r e l i a b i l i t y of t h e e s t a b l i s h e d m o d e l .K e y w o r d s :D M F ‐C S (c i r c u m f e r e n t i a l a r c s p r i n g d u a lm a s s f l y w h e e l );h y s t e r e s i s ;t o r s i o nc h a r a c -t e r i s t i c ;f r i c t i o n f o r c e 0 引言汽车工业的发展对汽车设计水平及行驶性能收稿日期:20140515基金项目:中央高校基本科研业务费专项资金资助项目(2013‐Ⅳ‐064)提出了更高的要求,传统离合器从动盘式扭振减振器已难以满足当前汽车减振降噪要求㊂新型扭振减振器 双质量飞轮(d u a lm a s s f l yw h e e l ,D M F )式扭振减振器在消减汽车动力传动系的扭振以及降低变速器㊁主减速器的齿轮噪声等方面㊃8412㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.均优于传统离合器式扭振减振器,在国内外得到了广泛的应用㊂本文以周向长弧形弹簧式双质量飞轮(d i r c u m f e r e n t i a l a r cs p r i n g d u a lm a s s f l y w h e e l, D M F‐C S)作为研究对象㊂D M F‐C S通过主次飞轮转动惯量㊁弧形弹簧扭转刚度以及内部阻尼三部分来控制汽车动力传动系统的扭振[1],通过主次飞轮转动惯量及弧形弹簧扭转刚度调整汽车传动系统固有扭振特性,使其一阶扭振频率低于怠速对应频率,避免共振,达到隔振效果㊂发动机启动㊁停止过程中,传动系统不可避免地通过共振区,此时将产生非常大的扭转角,D M F‐C S通过其内部阻尼来降低扭振振幅,以达到阻振效果[2]㊂而弧形弹簧扭转刚度与系统内部阻尼的综合效果即反映D M F‐C S的扭转特性㊂因此,研究D M F‐C S的扭转特性,分析弧形弹簧扭转刚度及系统内部阻尼的变化特征,获得D M F‐C S的隔振㊁阻振特性,对D M F‐C S扭振系统的设计具有指导意义㊂近年来,国内对D M F‐C S扭转特性的研究多集中于对弧形弹簧静刚度理论模型的推导[3‐4],其研究大多忽略摩擦力的影响,与实际情况相比存在一定的误差㊂事实上,摩擦力的存在会导致实际测试刚度比理论计算刚度值大[5],同时,摩擦阻尼的存在使得D M F‐C S在加载㊁卸载过程中存在能量损耗,产生迟滞非线性扭转特性[6]㊂因此,综合摩擦力的影响对研究对象进行分析,将与实际情况更接近㊂本文考虑摩擦力的作用,对D M F‐C S的扭转特性进行分析,建立D M F‐C S迟滞非线性扭转特性模型,根据扭转特性试验数据对模型参数进行辨识,获得了与实际结果较为接近的D M F‐C S扭转特性模型㊂1 D M F‐C S扭转特性仿真1.1 D M F‐C S工作原理D M F‐C S结构如图1所示㊂主飞轮与次级飞轮通过弹簧阻尼系统连接构成二自由度扭振系统㊂主飞轮与曲轴紧密连接,由发动机驱动其运动㊂弧形弹簧周向安装,通过滑道约束其运动方向,使其沿周向运动㊂弹簧与滑道之间填充润滑脂以减小磨损㊂传力板通过弧形弹簧的压缩使扭矩由初级飞轮传递至次级飞轮,即由发动机传递至离合器㊂D M F‐C S的弧形弹簧由两组嵌套式内外弧形弹簧对称安装构成,组成并列式弹簧系统,其中一组弹簧组成形式如图2所示㊂内外弹簧存在安装角度差,使得D M F‐C S的扭转刚度表现为分段式特征,以满足不同工况下的减振要求[3]㊂图1 D M F‐C S结构图图2 弧形弹簧布置图1.2 弧形弹簧力学模型D M F‐C S在工作过程中通过其刚度及惯量组成来改变传动系统的固有扭振特性以达到隔振效果,同时传递发动机输出的扭矩至动力传动系统㊂扭矩的传递通过压缩弧形弹簧完成㊂弧形弹簧在被压缩的过程中,不可避免地受到滑道摩擦力的作用㊂弹簧与滑道之间填充润滑脂,由摩擦学原理可知,只有当弹簧与滑道相对速度足够大时,两者才能完全分离,此时润滑脂达到流体动压润滑状态[7]㊂弹簧与滑道的相对速度即为双质量飞轮的扭振速度,即使在共振点时,由于摩擦力的存在,系统产生阻尼,双质量飞轮的扭振幅值也会被削弱,因此,弹簧与滑道较难被完全分离,将同时存在两固体表面的直接接触以及润滑脂形成的流体动压油膜,即边界润滑状态㊂而D M F‐C S在发生整体扭转时,弧形弹簧相对运动速度更小,弹簧与滑道之间的动压油膜的面积相对于直接的材料接触面积可以忽略,因而可以忽略由润滑脂产生的黏性阻尼力,认为弹簧与滑道之间为干摩擦状态㊂D M F‐C S工作过程中,其扭矩存在加载㊁卸载状态,弧形弹簧在加载与卸载过程中由于变形方向的变化,将会受到不同方向的干摩擦力,使得加载与卸载过程存在着不同的受力情况㊂对弧形弹簧的分析,采用离散化方法[3‐4],即将其离散成线性弹簧单元,分析弹簧单元受力,从而推导弧形弹簧整体的扭转特性㊂使用离散化方法需满足以下前提条件:①每个弹簧单元是线性的,满足直弹簧设计理论;②每个弹簧单元的变形方向一致,均沿周向变形;③忽略弹㊃9412㊃Copyright©博看网. All Rights Reserved.簧惯性力的影响;④长弧形弹簧单元是等节距的㊂弹簧单元在变形过程中会受到前后弹簧单元的弹性力作用,前后弹簧单元的弹性力存在角度差,产生径向分量,由此产生滑道对弹簧的正压力,使得弹簧单元受到与变形方向相反的摩擦力作用㊂弹簧单元受力如图3所示㊂F i -1为第i -1个弹簧单元作用于第i 个弹簧单元的作用力;F i 为第i +1个弹簧单元作用于第i 个弹簧单元的作用力;N i 为弹簧单元所受的支撑力;F f i 为弹簧单元所受的摩擦力;φi 为弹簧单元被压缩后对应的圆心角,i =1,2, ,n ,n 为弹簧有效圈数㊂此外,R 为弧形弹簧外圈分布半径,其中,2R =2R 0+D +d ,R 0为弧形弹簧轴线分布半径,D 为弧形弹簧中径,d 为簧丝直径㊂图3 第i 个弹簧单元受力图图3描述了加载时弹簧单元的受力,此时摩擦力方向为逆时针方向,弹簧单元被顺时针压缩㊂卸载时,摩擦力将会反向,弹簧单元逆时针方向恢复形变㊂摩擦力的方向由弹簧单元所受弹性力大小决定㊂建立弹簧单元静力学模型:(F i -1-F i )c o s (φi /2)=F f i N i =(F i -1+F i )s i n (φi /2)F f i =f N i s g n (F i -1-F i })(1)式中,f 为弹簧与滑道间的摩擦因数㊂根据假设条件①,弹簧单元呈线性特性,若其线刚度为k (N /m ),弹簧单元初始圆心角为φ0,则弹簧单元变形后圆心角为φi =φ0-F i -1k R 0(2)由线性弹簧设计理论[8],有k =G D38d4(3)式中,G 为弹簧材料的剪切模量㊂若弧形弹簧初始分布角为ϕ,则有φ0=ϕ/n (4)弧形弹簧总变形角为θ,则由式(2)可得θ=∑ni =1Fi -1/(k R 0)(5)由式(1)可获得弹簧单元弹性力递推关系式㊂加载时,若初始扭矩较小,使得弹簧单元不能发生形变,则此时弹簧单元将受到静摩擦力的作用,即F i -1c o s (φi /2)=F s 1F i =}(6)式中,F s 1为加载时静摩擦力㊂随着扭矩的增大,静摩擦力增大,当静摩擦力等于动摩擦力时,弹簧单元开始发生形变,此时F i -1c o s (φi /2)≥F f i ,且F i -1>F i ㊂由式(1),则有F i =c o s (φi /2)-f s i n (φi /2)c o s (φi /2)+f s i n (φi /2)F i -1(7)综合式(6)㊁式(7),可获得弹簧加载时弹性力递推公式:F i =c o s (φi /2)-f s i n (φi /2)c o s (φi /2)+f s i n (φi /2)F i -1F i -1c o s (φi /2)≥F f i 0F i -1c o s (φi /2)<F f ìîíïïïïi (8)卸载时,其初始状态为加载的最终状态,即F i 与F i -1均由式(7)描述㊂当F i -1开始减小,但F i -1依旧大于F i 时,弹簧单元此时受到与F i 同向的静摩擦力的作用,即(F i -1-F i )c o s (φi /2)=F s 2(9)式中,F s 2为卸载时静摩擦力㊂当F i -1继续减小直至小于F i 时,弹簧开始恢复形变,此时摩擦力则为与F i -1同向的动摩擦力㊂由式(1)则有F i =c o s (φi /2)+f s i n (φi /2)c o s (φi /2)-f s i n (φi /2)F i -1(10)综合式(9)㊁式(10)可得弧形弹簧卸载时弹性力递推公式:F i =c o s (φi /2)+f s i n (φi /2)c o s (φi /2)-f s i n (φi /2)F i -1 F i ≥F i -1c o s (φi /2)-f s i n (φi /2)c o s (φi /2)+f s i n (φi /2)F i -1,m a x F i <F i -ìîíïïïï1(11)式中,F i -1,m a x 为加载最终状态时F i -1的值㊂由式(2)㊁式(3)㊁式(5)㊁式(8)㊁式(11),通过计算程序可以获得弧形弹簧传递扭矩F iR 0与总转角θ之间的关系㊂1.3 D M F ‐C S 扭转特性仿真分析根据式(2)㊁式(3)㊁式(5)㊁式(8)㊁式(11),应用MA T L A B 软件设计计算程序㊂给定弹簧几何㊁材料参数,输入扭矩,通过计算程序可获得弧形弹簧传递扭矩F i R 0与扭转角θ之间的关系㊂由D M F ‐C S 的结构特征可知,内外弧形弹簧存在着角度差,初始时外弹簧工作,其扭转刚度表现为外弹簧作用的结果;当内弹簧开始工作时,D M F ‐C S 扭转刚度增大,此时扭转刚度表现为内外弹簧㊃0512㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.共同作用的结果㊂分别对内外弧形弹簧进行分析㊂本文分析的D M F ‐C S 与VM 型发动机进行匹配,其型号为J MG E 100506O R A A ,表1所示为其内外弧形弹簧的几何参数与材料参数㊂表1 D M F ‐C S 弧形弹簧参数弹簧分布半径R 0(mm )127.5弹簧剪切模量G (G P a )78.5外弹簧有效圈数n 154外弹簧初始分布角ϕ1(°)153外弹簧中径D 1(mm )21.5外弹簧丝直径d 1(mm )5.2内弹簧有效圈数n 294内弹簧初始分布角ϕ2(°)143内弹簧中径D 2(mm )11内弹簧丝直径d 2(mm )3 弹簧与滑道之间的摩擦因数由弹簧与滑道材料㊁两表面的接触形式㊁粗糙度等因素决定[9],较难计算出准确的摩擦因数值,因此本文通过选取不同的摩擦因数值,分析不同摩擦因数下D M F ‐C S 的扭转特性㊂这里分别选取摩擦因数为0㊁0.04㊁0.08㊁0.12对D M F ‐C S 扭转特性进行仿真计算㊂给定内外弹簧输入扭矩分别为100N ㊃m ㊁200N ㊃m ,输入表1中内外弹簧各项参数,由计算程序分别获得内外弹簧的扭转特性曲线,如图4㊁图5所示㊂图4 内弹簧扭转特性曲线图5 外弹簧扭转特性曲线通过计算程序分别计算出考虑摩擦力影响的内外弹簧加载与卸载时的计算扭转刚度值,如表2所示㊂表2 内外弧形弹簧计算扭转刚度值N ㊃m /r a d摩擦因数f内弧形弹簧外弧形弹簧加载卸载加载卸载206.5262206.5262434.6881434.68810.04216.3098198.4915453.9265416.14650.08223.6136190.7305473.9336398.40640.12232.6664183.3181494.6822381.4610由表1可知,内外弹簧安装角度差为10°,同时,D M F ‐C S 弧形弹簧与滑道之间存在着2°的空载区域[3]㊂由弧形弹簧布置特征可知,该D M F ‐C S 存在两级扭转刚度值,参考文献[3],该类型D M F ‐C S 两级扭转刚度工作角度分别为2°~12°㊁12°~45°,文中给定最大变形角度为36°,综合内外弧形弹簧的扭转变形,可获得不同摩擦因数下D M F ‐C S 的扭转特性曲线,如图6所示㊂图6 D M F ‐C S 扭转特性曲线由仿真结果可知:①加载与卸载过程中,弧形弹簧的扭转刚度均呈现线性特性,且随摩擦因数的增大而增大,同时D M F ‐C S 的扭转刚度呈现分段线性特性;②由于摩擦力的存在,D M F ‐C S 扭转特性呈现非线性迟滞特性,其滞回环面积随着摩擦力的增大而增大;③由摩擦力产生的系统内部阻尼随着扭转角的增大而增大;④仿真产生的弧形弹簧扭转特性滞回曲线均以摩擦因数为0时的扭转特性曲线为基架㊂发动机在启动和停止过程中,转速必将经过轴系共振转速区(低于怠速),动力传动系统将产生较大的扭转角㊂由D M F ‐C S 的扭转特性仿真结果可知,D M F ‐C S 具有较低一级扭转刚度,根据VM 发动机的示功图,D M F ‐C S 一级扭转刚度工作区对应发动机转速约低于1150r /m i n [3]㊂又由于D M F ‐C S 摩擦阻尼随着扭转角的增大而增大,因此在发动机启动㊁停止阶段,D M F ‐C S 具有较小的扭转刚度以及较大的摩擦阻尼,能够有效地降低共振转速范围,并在共振发生时通过摩擦阻尼耗能削弱共振幅值,具有较好的减振效果㊂㊃1512㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.2 D M F‐C S迟滞非线性扭转特性模型由上述仿真结果可知,摩擦力随着弹簧力的增大而增大,而摩擦因数为常数,则摩擦力随扭转角的增大而增大,呈线性,且当加载结束到卸载开始过程中存在着黏滑效应,因而可用黏滑库仑摩擦力模型来描述其摩擦力㊂同时,D M F‐C S扭转特性曲线近似以无摩擦力时的扭转特性线为基架,则可由无摩擦力时的扭矩加/减由摩擦力引起的扭矩获得加载/卸载时的扭矩㊂可用弹性恢复力矩及迟滞非线性摩擦力矩两部分之和来表示传递扭矩,其中,弹性恢复力矩表示其扭转特性基架线,如下式:T(θ(t))=K^θ(t)+μN^R0s g n(θ㊃(t))(12)式中,K^为忽略摩擦时弹簧扭转刚度;μ为弹簧与滑道之间的等效摩擦因数;N^为弹簧受滑道的当量正压力;θ㊃为弧形弹簧运动速度㊂由前述分析可知,D M F‐C S存在两级扭转刚度,即K^1=434.6881N㊃m/r a d,K^2= 206.5262+434.6881=641.2143N㊃m/r a d㊂第1节仿真结果表明,D M F‐C S扭矩随扭转角呈线性变化,而N^随着弹簧变形量的增大而增大,且摩擦因数为定值,因而N^随扭转角θ(t)呈线性变化,可将其写成N^=n0θ(t),n0为常数,单位为N/r a d㊂则式(12)可写成T(θ(t))=θ(t)(K^+μn0R0s g n(θ㊃(t)))(13)令系数k f=μn0R0K^,k f为量纲一常数,则由式(13)描述的模型可写成只需识别该系数的形式:T(θ(t))=K^θ(t)(1+k f s g n(θ㊃(t)))(14)3 D M F‐C S扭转特性试验D M F‐C S扭转特性试验台由涡轮减速器㊁刚性联轴器㊁扭矩传感器㊁D M F‐C S㊁角度传感器等组成,如图7所示㊂涡轮减速器作为动力源,传递扭矩至整个轴系;固定次级飞轮,由扭矩㊁角度传感器分别测量主飞轮扭矩与角度变化,由此转换成D M F‐C S的传递扭矩与扭转角㊂传感器信号由N IP X I6259数据采集卡采集,通过L a b V i e w 软件进行信号读取㊁存储和分析与处理㊂试验过程中匀速缓慢加载与卸载,分别记录加载与卸载时的扭矩与角度数据,对数据进行重采样㊁剔除异常点处理,获得D M F‐C S扭转特性曲线,如图8所示㊂图7 D M F‐C S扭转特性试验台图8 D M F‐C S扭转特性试验曲线4 D M F‐C S扭转特性模型识别将上述试验数据以及无摩擦时扭转刚度值代入式(14),可计算出一系列k f值,如图9所示,图中数据大致落于0.06~0.1区间内㊂对数据点求取平均值,可得k f=0.071926㊂将k f代入式(14),可计算出一系列扭矩值,与试验数据进行对比,获得扭矩误差值:r j=(1+0.071926s g n(θ㊃j))K^jθj-T j(15)式中,j为试验数据点㊂图9 k f序列扭矩误差分布如图10所示㊂由图10可知,误差扭矩围绕横坐标(误差值等于0)呈上下波动趋势,且扭矩误差落于(-3,5)N㊃m区间㊂由上述结果可知k f值是可靠的㊂图10 扭矩误差分布㊃2512㊃Copyright©博看网. All Rights Reserved.将K ^1㊁K ^2及k f 代入式(14),综合D M F ‐C S 结构特征,可将其扭矩模型写成如下形式:T (θ)=00°≤θ≤2°434.6881(θ-2°)(1+0.071926s g n (θ㊃))π/1802°<θ≤12°[641.2143(θ-12°)+4346.881](1+ 0.071926s gn θ㊃)π/180θ>ìîíïïïïïï12°(16)根据该模型,获得该D M F ‐C S 的扭转特性曲线,如图11所示㊂图11 D M F ‐C S 扭矩特性模型识别结果对比模型识别结果与试验结果可知,两者较为接近,该模型能够较好地描述该D M F ‐C S 的扭转特性㊂上述结果表明,由分段线性弹性恢复力矩与库仑摩擦力矩的叠加形式来描述D M F ‐C S 的扭转特性是可行的,进一步说明了D M F ‐C S 扭转特性是其扭转刚度及系统内部阻尼的综合表现㊂5 结论(1)采用离散化方法推导出干摩擦作用下的D M F ‐C S 弧形弹簧力学模型,并由此获得不同摩擦因数下的D M F ‐C S 扭转特性曲线㊂该D M F ‐C S 扭转特性曲线呈现迟滞非线性特性,其滞回环面积随着摩擦因数的增大而增大,滞回线以无摩擦时的扭转特性曲线为基架㊂(2)根据D M F ‐C S 扭转特性仿真结果建立其扭转特性模型,由弹性恢复力及摩擦阻尼力两部分组成,通过试验数据对摩擦参数进行了辨识,获得了该类型D M F ‐C S 迟滞非线性扭转特性模型㊂(3)采用库仑摩擦力能够描述该D M F ‐C S 工作过程中的摩擦力,然而,由于弧形弹簧在变形过程中的径向力与外载荷之间存在联系,随着外载荷的增大而增大,使得其所受摩擦力也随着外载荷的变化而变化,较难辨识出干摩擦因数值㊂参考文献:[1] A l b e r t A.A d v a n c e d D e v e l o pm e n to f D u a l M a s s F l y w h e e l (D M F W )D e s i g n ‐N o i s eC o n t r o l f o rT o -d a y ’s A u t o m o b i le s [C ]//5t h L u K S y m p o s i u m.B üh ,G e r m a n y,1994:1‐28.[2] 刘圣田.双质量飞轮式扭振减振器对振动的控制分析[J ].农业机械学报,2004,35(3):16‐19.L i uS h e n g t i a n .I n f l u e n c e so f aD u a lM a s sF l y w h e e l D a m p e r o n I d l i n g V i b r a t i o n [J ].T r a n s a c t i o n so f t h e C h i n e s eS o c i e t y f o rA g r i c u l t u r a lM a c h i n e r y ,2004,35(3):16‐19.[3] 陈雷.轿车双质量飞轮动力特性研究及其性能参数优化[D ].武汉:武汉理工大学,2009.[4] 陈涛,吕振华,苏成谦.弧形螺旋弹簧弹性特性分析方法研究[J ].中国机械工程,2006,17(5):493‐495.C h e n T a o ,L üZ h e n h u a ,S u C h e n g q i a n .A n a l y s i s M e t h o df o r E l a s t i c C h a r a c t e r i s t i c s o f A r c S p r i n g[J ].C h i n a M e c h a n i c a lE n g i n e e r i n g ,2006,17(5):493‐495.[5] A l b e r sA ,A l b r e c h tM ,K r üg e rA ,e t a l .N e w M e t h -o d o l o g y f o rP o w e rT r a i nD e v e l o p m e n t i nt h eA u t o -m o t i v eE n g i n e e r i n g -I n t e g r a t i o no f S i m u l a t i o n ,D e -s i g na n dT e s t i n g [J ].S A E T e c h n i c a lP a p e r ,2001‐01‐3303,2001.[6] S c h a p e rU ,S a w o d n y O ,M a h lT ,e t a l .M o d e l i n ga n dT o r q u eE s t i m a t i o n o f a nA u t o m o t i v eD u a lM a s s F l y w h e e l [C ]//P r o c e e d i n g so ft h e2009A m e r i c a n C o n t r o lC o n f e r e n c e .S t .L o u i s ,MO ,U S A ,2009:1207‐1212.[7] 温诗铸.摩擦学原理[M ].3版.北京:清华大学出版社,2008.[8] 张英会,刘辉航,王德成.弹簧手册[M ].北京:机械工业出版社,2007.[9] L iZ ,S a n d h uJ .T r a n s m i s s i o n T o r qu eC o n v e r t e r A r c S p r i n g D a m p e r D y n a m i c C h a r a c t e r i s t i c s f o r D r i v e l i n eT o r s i o n a lV i b r a t i o n E v a l u a t i o n [J ].S A E I n t e r n a t i o n a l J o u r n a lo fP a s s e n g e rC a r s -M e c h a n i -c a l S ys t e m ,2013,6(1):1483‐1488.(编辑 苏卫国)作者简介:曾 荣,女,1988年生㊂武汉理工大学机电工程学院博士研究生㊂主要研究方向为内燃机扭转振动及减振技术㊂左 厅,男,1994年生㊂武汉理工大学机电工程学院本科生㊂江征风,男,1949年生㊂武汉理工大学机电工程学院教授㊁博士研究生导师㊂陈 雷,男,1981年生㊂武汉理工大学机电工程学院讲师㊂胡 伟,男,1988年生㊂武汉理工大学机电工程学院硕士研究生㊂㊃3512㊃Copyright ©博看网. 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双质量飞轮减振性能对整车NVH_影响的研究
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。
双质量飞轮的典型结构及特点
修企业降低配件成本提供了一条捷
出入登记和采购， 里面还包括了如何
分析。目前， 就汽车维修企业而言， 采
径， 但不同的企业实施情况不同， 产
控 制 采 购 成 本 、如 何 减 少 库 存 量 等 内
购物品一般分为两部分， 一为易损
生 的 效 果 也 有 很 大 差 异 。有 的 企 业 配
容， 一个高素质的配件管理员能在很
""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""
１） 定点管理系统。主要包括确定
车维修企业计算机管理软件需要有
了企业的生产成本， 使得企业的发展
潜在的供应商和确定供应商两部分
安全库存报警提醒功能； 二为急需
上了一个新台阶； 但也有些企业的配
内容。对于确定供应商， 要通过科学、 件 ， 对 于 这 些 零 部 件 ， 维 修 企 业 一 般
由于在双质量飞轮式扭振减振器中， 减振弹簧分布的半径较大， 所受的离心力 大， 在与传统从动盘式扭振减振器减振弹 簧分布角相同的情况下， 其弹簧的长度增 加， 因此弹簧易发生径向变形， 导致弹簧 与窗口接触， 加剧弹簧的磨损。为了解决 这个问题， 选择较轻的弹簧， 使其离心力 减小， 同时又因其较短， 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。同时， 弹簧帽和滑块大大降低了弹 簧的磨损程度， 也减小了弹性机构在制 造 、装 配 等 环 节 的 难 度 。 为 了 保 证 传 递 足 够大的转矩， 通常由多组弹簧共同工作 （ 见图 ３） 。
双质量飞轮传动轴系扭振模拟试验台研究
图 ２ 采用双质量 飞轮 的传 动轴 系当量模 型
表 １ 传动轴 、 驱动桥等部件不同档位的等效转动惯量与扭转刚度
轮传动系统扭振分析模型； 根据分析模型将双质 量飞轮传动系的离合器、 变速器和驱动桥离散化 为只有 转动惯 量而无 弹性 变形 的刚体质 量和 只有 弹性变 形而无 转 动惯 量 的轴 段 ｊ并 计 算 出相 ，
关参数 ， 设计 出用来代 替离 合器 、 变速器 和驱动 桥
的等效 飞轮及 轴 段 ， 建立 双 质 量 飞轮 传 动 系 的模 拟轴 系 ； 将建立 的模拟 轴 系 应用 到 双 质量 飞 轮扭 振减振 特性检 测实验 台上 ， 完成 实验 台的搭建 。 １１ 弹性参数 的 当量 转化 ．
截面极惯性矩 ； Ｋ为轴的扭转刚度 ； ｄ为轴 的直径 。
１ ２ ３ ４ ５ ６ ７
轴 的弹性 参数 有 几种 情 况 ： 是形 状 简 单 的 一
轴 ， 光轴 ， 用 式 （ ） 接 计算 ； 次 是 较 复 杂 如 可 １直 其
图 １ 弧形弹簧双质量飞轮 １ 一齿圈 与主飞轮壳 ；一法 兰盘 ；一盖盘 与连接 ２ ３ 环 ；一滑道 ；一 弧形 弹簧 ；一 盘毂 盘和波形密封 ４ ５ ６ 圈 ；一副飞轮 ７
第３卷 第５ ２ 期
２１ 年 １ 月 ００ Ｏ
武 汉 理 工 大 学 学 报 ・信 息 与Ｒ Ａ １Ｎ＆ Ｍ Ｎ Ｇ Ｍ Ｎ Ｎ ＩＥ ＲＮ ） Ｏ Ｒ Ａ ＦＷＵ （Ｎ Ｏ Ｍ Ｔ０ Ａ Ａ Ｅ Ｅ ＴＥ ＧＮ Ｅ ＩＧ
Ｖｏ ｜ ２ Ｎｏ． ｌ３ ５ ０ｃ． ｔ２０１ ０
对 于扭 振 系统 来说 ， 长 度 为 的轴两 端 加 在
一
双质量飞轮 的减振特性研制模 拟试 验 台 ， 实车 代替
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双质量飞轮设计与减振特性研 究
陈德 民， 史小飞 ， 国强 ， 刘 许晋豪
（０ ０ ２北京 装甲兵工程学 院 机械系） １０ ７ ［ 摘要］为 了研 究弧形弹簧式双质量飞轮的设计方法及减振 效果 ， 总结 了各主要设计参数的设计原则和方法。 以
某重型车辆为 目标车型， 根据其传动 系统详 细参数 ， 设计 出适合 目标车型的双质量飞轮 。 利用 Ａ Ａ 建立 目标 Ｄ ＭＳ
（ ｃｄｍ ｆ ｒ ｒｄＦｒｅ ｎ ｉ ｅ ｎ ｓｔｔ， ｅ ｉ ０ ０ ２ Ｃ ｉａ Ａ ａｅ ｙｏ ｍｏｅ ｏｃｓ ｇ ｅｒ ｇＩ ｔｕｅＢ ｉｎ １０ ７ ， ｈｎ ） Ａ Ｅ ｎ ｉ ｎｉ ｊｇ
［ ｓ ａｔ ｎｏｄｒｔ ｒｓａｃ ｕｌ ｓ ｆ ｗ ｅｌ ｉ ｒ ｐ ｎ ｓ ｎ ｅ ｆ ｔｅｄｍ ｉｇｅ ｅｔ ｅｉ ｅｓａ ｄｓｌ ｔ ｎ Ａｂｔ ｃ］Ｉ ｒｅ ｅｅｒｈｄａ ｍａｓｌ ｈｅ ｗｔ ａ ｓｒ ｇ ｄｖｒｙ ｈ ａ ｐｎ ｆ ｃ，ｄｓ ｎ ｉ ａ ｎ ｅｅ ｉ ｒ ｏ ｙ ｈ ｃ ｉ ａ ｉ ｆ ｇ ｄ ｃｏ
通过 分析 可知 ，双 质量 飞轮可 简化 为 图 ２所 示 的物理模 型 。其 中 和 分别 对应 双质 量飞 轮
［ ｙｗ ｒ ｓ ｕｌ ｓ ｆ ｗ ｅｌ ｄｎｍｉ ｏｅｓ ｉ ｌ ｉ ； ｘｅ ｍ ｎ Ｋｅ ｏ ｄ ］ｄ ａ ｍａｓ ｙ ｈｅ； ｙａ ｃ ｍ ｄｌ；ｓ ａ ｏ ｅｐｒ ｅｔ ｌ ｓ ｍｕ ｔ ｎ ｉ
双质 量飞 轮是 ２ 纪 ８ 代 中期 出现 的一 ０世 Ｏ年 种新式 汽 车动 力传 动 系扭振 减振 器 ［。经过 近 ３ Ｏ 年 的发 展 ， 已成 功应 用 于多种 车 型 ， 其 是 以柴油 尤 机为 动力 的车 型 ．其 优 良性 能也 在实 际应 用 和试 验研 究 中得到 证实 。双 质量 飞 轮式减 振 器 主要 由 ３部分 所 构 成 ［： 一 飞轮 、 第 ］ 第二 飞轮 和 两 飞 轮 间 的扭 振减 振器 。 图 １ 如 所示 。
第５ Ｏ卷
第７ 期
农 业装 备与 车辆工 程
Ａ Ｒ Ｃ Ｌ Ｕ Ａ Ｑ ＩＭＥ Ｔ＆ Ｖ Ｈ Ｃ Ｅ Ｅ Ｇ Ｎ Ｅ ＩＧ Ｇ ＩＵ Ｔ Ｒ ＬＥ ＵＰ Ｎ Ｅ Ｉ Ｌ Ｎ Ｉ ｙ ０１
Ｖｏ ． ０ Ｎｏ Ｉ５ ．７
ｄ ｉ１ ． ６／．ｓ．６３ ３ ４ ． １ ． ． ５ ｏ：０３ ９ｊｓ １７ — １ ２ ０ ２０ ０ ９ ｉｎ ２ ７ ０
Ｓ ｕ ｎ ｂ ａ ｉ ｄｕ ｔｏｎ ａ ｓｇ ｏｆＤｕａ ａ ｓ Ｆｌ ｗｈ ｅ ｔ ｄｙ ｏ Ｖｉ ｒ ｔｏｎ Ｒｅ ｃ ｉ ｎｄ Ｄｅ ｉ ｎ ｌＭ ｓ ｙ ｅ ｌ
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车型 传动 系统 当量 模 型 ， 过 仿 真研 究双质 量 飞轮 减 振 效 果 。最后 ， 过 实验 进 一 步检 验双 质 量 飞轮 减振 效 果 。 通 通
结果表明． 双质量飞轮可有效降低 车辆传动 系统的扭转振动。
［ 关键 词］双质量飞轮 ； 当量模型 ； 真 ； 仿 实验 ［ 中图分类号］Ｕ ６ ．１ ４３ ３ ２ ［ 文献标志码］ Ａ ［ 文章编号 ］１７ — ２２ １）７ ０ １— ４ ６ ３ ３４ （ ２０ — ０ ５ ０ １ ０
ｄ ｖ ｎ ｏ ｄｔ ｎ ｒ ｓ ｂ ｉｈ ｄ ｉ ｉ ｒ ｉ ｇ ｃ ｎ ｉ ｏ ｓ ｗｅｅ ｅ ｔ ｌ ｅ ｎ ＡＤＡＭＳ ａ ｄ ｔ ｅ ｄ ｍｐ ｎ ｆ ｃ ｓ ｇ ｉｅ ｈ ｏ ｇ ｉ ｌ ｔ ｎ ｉａ ｌ ， ｔ ｅ ｄ ｍｐ ｎ ｉ ａ ｓ ｎ ｈ ａ ｉ ｇ ｅｆ ｔｗａ ａｎ ｄ ｔ ｒ ｕ ｈ ｓｍｕ ａ： ．Ｆ ｎ ｌ ｅ ［ ｏ ｙ ｈ ａ ｉｇ ｅｆｃ ｓｆ ｒ ｅ ｅ ｔｄ ｂ ｘ ｅ ｍｅ ｔ Ｔ ｅ ｒ ｓ ｌ ｈ ｗ ｔ ａ ｆ ｔ ｅ ｗａ ｔ ｒ ｓｅ ｙ ｅ ｐ ｒ ｎ ． ｈ ｅ ｕ ｔ ｓ ｏ ｈ ｔＤＭＦ ｃ ｎ ｒ ｄ ｃ ｈ ｏ ｓｏ ａ ｉ ｒ ｔ ｎ ｅ ｅ ｔ ｅｙ ｕ ｈ ｔ ｉ ｓ ａ ｅ ｕ ｅ ｔ ｅｔ ｒｉ ｎ ｌ ｂ ａｉ ｆ ｃｉ ｌ． ｖ ｏ ｖ
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惯量 ， 提高 离合 器从 动 端 的转动 惯量 ： 振 弹簧分 减
布半径 较 大 ，可选 用 刚度较 低的减 振 弹簧实 现较
大扭转 角 ， 以改 善传 动 系 的固有 特性 ， 到缓 冲 和 达 衰 减扭 振 、 降低 噪声 、 提高乘 ： 适性 的 目的 。 坐舒
１ ＭＦ主要参数设计 Ｄ