汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配

棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈棈[3]暋TanakaH,WadaH.FuzzyControlofClutchEn灢gagementforAutomatedManualTransmission[J].VehicleSystemDynamics,1995,24(4/5):365飊376.[4]暋ZhaoYongsheng,ChenLiping,ZhangYunqing,etal.EnhancedFuzzySlidingModeControllerforAu灢tomatedClutchofAMTVehicle[C]//SAE2006WorldCongress.Detroit,2006:265飊272.[5]暋雷雨龙,李永军,葛安林,等.机械式自动变速器起步过程控制[J].机械工程学报,2000,36(5):69飊71.[6]暋黄建明,曹长修,苏玉刚.汽车起步过程离合器控制[J].重庆大学学报,2005,28(3):91飊94.[7]暋LuigiG,LuigiI,VladimiroV,etal.GearshiftControlforAutomatedManualTransmissions[J].IEEE/ASMETransactionsonMechatronics,2006,11(1):17飊26.[8]暋MontanariM,RonchiF.ContorlandPerformanceEvaluationofaClutchServoSystemwithHydraulicActuation[J].ControlEngineeringPractice,2004,12(11):1369飊1379.[9]暋徐建中,张彦斌,贾立新.DMC-PID串级控制及其应用研究[J].西安交通大学学报,1996,30(11):86飊93.[10]暋曹健,王俊凯,吴盛林,等.动态矩阵DMC-PID串级预测控制策略在新型叶片连续回转马达伺服系统中的应用[J].宇航学报,2006,27(4):625飊629.(编辑暋王艳丽)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暋宋继强1暋刘暋波21.吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室,长春,1300252.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暋暋暋文章编号:1004—132X(2010)09—1128—06SimulationAnalysisandMatchingOptimizationofAutomotiveDualMassFlywheelPerformanceWangDengfeng1暋SongJiqiang1暋LiuBo21.StateKeyLaborotoryofAutomobileDynamicSimulation,JilinUniversity,Changchun,1300252.ChanganAutomotiveEngineeringInstitute,Chongqing,401120Abstract:Thepowertraindynamicsparametersofapassengercarwereobtainedthroughthethree-dimensionalmodeling,experimentandcalculation.Basedontheseparameters,atorsionalvibrationanalysismodelofpowertrainwasbuiltundertheconditionofdrivingandidling.TheeffectofDMFonthedrivelinenaturalcharacteristicsandforcedvibrationresponsecharacteristicswereanalyzed.ThemainperformanceparametersoftheDMFwereoptimizedandmatched.ThisresearchprovidesabasisforthedesignandmatchingoftheDMF.Keywords:dualmassflywheel(DMF);torsionaldamper;simulationanalysis;designmatching;automotivepowertrain0暋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[2飊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暋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.弹簧腔暋2.启动齿圈暋3.滑块及减振弹簧暋4.驱动盘5.弹簧腔盖板暋6.摩擦盘暋7.离合器从动盘暋8.离合器压盘图1暋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;毴1、毴2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暋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:栙气缸内燃气爆发压力产生的干扰力矩;栚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MG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:MG=M0+暺M毭sin(毭氊et+氉毭)(1)式中,M0为平均扭矩,N·m;M毭为毭阶简谐力矩的幅值,N·m;氊e为发动机角速度,rad/s;氉毭为毭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灡5氊e、1灡0氊e、1灡5氊e、2灡0氊e、2灡5氊e、…)时在发动机一个工作循环中的各阶相位图(图2)[5]。暋暋(a)曲柄端面图(b)毭分别为0.5、1.5、2.5、…时的力矩相位图(c)毭分别为1.0、3.0、5.0、…时的力矩相位图(d)毭分别为2.0、4.0、6.0、…时的力矩相位图图2暋曲柄端面图及干扰力矩相位图从图2中可以看出,当毭=2灡0,4灡0,6灡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·9211·汽车双质量飞轮扭振减振器性能仿真分析与匹配———王登峰暋宋继强暋刘暋波机其主谐量是2灡0氊e。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,当毭分别为2灡0、4灡0、6灡0时扭振激励的表达式为M=M2sin[2毿(2n/60)t]+M4sin[2毿(4n/60)t]+M6sin[2毿(6n/60)t](2)式中,n为发动机转速,r/min;t为时间,s。3暋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飊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暋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暋行驶工况下传动系扭振分析模型暋暋该模型的动力学方程组矩阵表达式为J毴暓+K毴=0(3)式中,J为惯量矩阵;K为刚度矩阵;毴暓为转角加速度向量;毴为转角向量。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、三阶固有频率有引表1暋某乘用车动力传动系统动力学参数J1曲轴及活塞连杆转动惯量(kg·cm2)601.60J2飞轮及离合器转动惯量(kg·cm2)3106.30第一飞轮转动惯量(kg·cm2)1579.00J3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)1579.00J4变速器及1/2中间传动轴转动