汽車DMF雙質(zhì)量飛輪設(shè)計【含13張CAD圖紙+文檔】
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本科畢業(yè)設(shè)計
摘 要
汽車整車動力傳動系統(tǒng)具有多個自由度，且質(zhì)量、剛度和阻尼的分布并不均勻，在運行過程中會受到多種激勵的作用而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)振動，從而產(chǎn)生振動和噪聲，降低了結(jié)構(gòu)強度，影響行車安全和乘坐舒適性，所以對動力傳動系扭振的衰減和抑制就顯得尤為重要。雙質(zhì)量飛輪（DMF）作為新型的扭轉(zhuǎn)減振器，可較好地衰減動力傳動系的扭振，本次通過對雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計分析，以掌握設(shè)計方法，為實際生產(chǎn)生活提供建議和依據(jù)。
首先，建立了不同工況下某乘用車整車動力傳動系的多自由度扭振當(dāng)量化模型，利用MATLAB求解扭振模型的固有頻率和振型，對比分析了DMF和離合器從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器（CTD）在固有特性上的差異。結(jié)果顯示，相較于CTD，DMF動力傳動系的低階模態(tài)頻率普遍較小，表明DMF可以更好地降低動力傳動系的低階模態(tài)頻率，有利于減少共振的發(fā)生。
然后，利用ADAMS建立了整車動力傳動系的動力學(xué)模型，并針對怠速和行駛工況進行動力學(xué)仿真分析。仿真結(jié)果表明，DMF具有較好的減振效果；同時，分別在怠速、勻速行駛、加速行駛和制動等四種工況下，對裝備有CTD和DMF的動力傳動系的減振性能進行對比分析，仿真結(jié)果均表明，DMF具有更好的減振性能。
之后，利用ADAMS中的DOE模塊，對DMF的轉(zhuǎn)動慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)等3個變量進行試驗設(shè)計以進行全因素虛擬仿真實驗，得到了不同工況下優(yōu)化參數(shù)的取值；并對優(yōu)化結(jié)果進行了仿真驗證，證明優(yōu)化后的DMF具有更好的減振效果。
最后，結(jié)合優(yōu)化后的參數(shù)，并基于CATIA軟件進行DMF的三維結(jié)構(gòu)設(shè)計，為雙質(zhì)量飛輪的實際生產(chǎn)制造提供了有力指導(dǎo)。
關(guān)鍵詞： 雙質(zhì)量飛輪； 動力傳動系； 扭轉(zhuǎn)振動； 共振； 動力學(xué)仿真； DOE優(yōu)化
Abstract
Automotive vehicle powertrain system has lots of freedom, the distribution of quality and stiffness is uneven, there will be a variety of incentives generated by the torsional vibration in the course of the operation, resulting in vibration and noise, reducing the structural strength, affecting the driving safety and ride comfort, so the powertrain torsional vibration attenuation and suppression is particularly important. As a new type of torsional damper, Dual mass flywheel (DMF)can attenuate the torsional vibration of the powertrain better. Through the design and analysis of the dual mass flywheel, to master the design methods, which can be used to provide suggestions for the actual production and life.
Firstly, a multi-degree-of-freedom torsional vibration equivalent model of a passenger vehicle powertrain is established under different working conditions. The natural frequencies and modes of the torsional vibration model are solved by MATLAB software. The differences in the inherent characteristics of DMF and clutch driven torsional damper (CTD) are compared and analyzed. The results show that the low-order modal frequency of DMF powertrain is generally small than the CTD, which shows that DMF can reduce the low-order modal frequency of the powertrain better, which is beneficial to reduce the occurrence of resonance.
Then, the dynamic model of the vehicle powertrain is established by using ADAMS, and the dynamic simulation analysis is carried out for idling and driving conditions. The simulation results show that DMF has better damping effect. At the same time, the damping performance of the powertrain systems equipped with CTD and DMF is compared under the four conditions, such as idle speed, constant speed driving, accelerating driving and braking, The simulation results show that DMF has better damping performance.
After, using the DOE module in ADAMS, three variables of DMF， such as rotational inertia, torsional stiffness and damping coefficient were designed to carry out all-factor virtual simulation experiment. The optimal parameters were obtained under different working conditions. The results show that the optimized DMF has better damping effect.
Finally, combined with the optimized parameters, and based on CATIA software for the three-dimensional structure of DMF design, which provides a strong guide to the actual production of dual mass flywheels.
Key words： Dual mass flywheel; Vehicle powertrain; Torsional vibration; Resonance; Dynamic simulation; DOE optimization
目 錄
1 緒論 1
1.1 選題的目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢概述 1
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀概述 1
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀概述 2
1.2.3 雙質(zhì)量飛輪發(fā)展趨勢概述 3
1.3 主要研究內(nèi)容 4
2 雙質(zhì)量飛輪關(guān)鍵參數(shù)的初步設(shè)計與選擇 5
2.1 轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)設(shè)計 5
2.2 扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)設(shè)計 5
2.3 阻尼參數(shù)設(shè)計 6
3 整車動力傳動系扭振模型的建立與分析 7
3.1 整車動力傳動系扭振模型的建立 7
3.1.1 行駛工況下的扭振模型 7
3.1.2 怠速工況下的扭振模型 8
3.2 整車動力傳動系固有特性分析 9
3.2.1 整車動力傳動系動力學(xué)方程 9
3.2.2 整車動力傳動系固有特性分析 11
3.3 整車動力傳動系共振工況分析 19
3.3.1 整車動力傳動系激勵扭矩 19
3.3.2 整車動力傳動系共振工況分析 20
4 基于ADAMS的雙質(zhì)量飛輪動力學(xué)仿真分析 21
4.1 基于ADAMS的整車動力傳動系建模 21
4.2 整車動力傳動系自由振動仿真分析 22
4.3 整車動力傳動系受迫振動仿真分析 24
4.3.1 DMF整車動力傳動系仿真分析 24
4.3.2 CTD與DMF整車動力傳動系受迫振動對比 27
5 雙質(zhì)量飛輪參數(shù)優(yōu)化 32
5.1 行駛工況下的參數(shù)優(yōu)化 32
5.1.1 優(yōu)化分析關(guān)鍵因素 32
5.1.2 DOE優(yōu)化分析 33
5.1.3 試驗結(jié)果分析 35
5.2 怠速工況下的參數(shù)優(yōu)化 37
5.2.1 優(yōu)化分析關(guān)鍵因素 37
5.2.2 DOE優(yōu)化分析 38
5.2.3 試驗結(jié)果分析 39
5.3 優(yōu)化前后的結(jié)果對比 40
5.4 優(yōu)化后的DMF參數(shù) 44
6 雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 45
6.1 雙質(zhì)量飛輪總體設(shè)計方案 45
6.2 長弧形彈簧設(shè)計 46
6.2.1 彈簧各參數(shù)設(shè)計計算 47
6.2.2 彈簧強度檢驗 50
6.3 初級飛輪與次級飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 51
6.3.1 初級飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 51
6.3.2 次級飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 53
6.4 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的強度校核 54
6.4.1 傳力板的強度校核 54
6.4.2 鉚釘?shù)膹姸刃：?56
結(jié)束語 57
參考文獻 58
附錄A DMF二維圖紙 61
5
本科畢業(yè)設(shè)計
本科畢業(yè)設(shè)計
題目：
基于減振特性分析的汽車DMF設(shè)計
學(xué) 院:
汽車與交通工程學(xué)院
專 業(yè):
汽車服務(wù)工程
學(xué) 號:
學(xué)生姓名:
指導(dǎo)教師:
日 期:
72
摘 要
汽車整車動力傳動系統(tǒng)具有多個自由度，且質(zhì)量、剛度和阻尼的分布并不均勻，在運行過程中會受到多種激勵的作用而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)振動，從而產(chǎn)生振動和噪聲，降低了結(jié)構(gòu)強度，影響行車安全和乘坐舒適性，所以對動力傳動系扭振的衰減和抑制就顯得尤為重要。雙質(zhì)量飛輪（DMF）作為新型的扭轉(zhuǎn)減振器，可較好地衰減動力傳動系的扭振，本次通過對雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計分析，以掌握設(shè)計方法，為實際生產(chǎn)生活提供建議和依據(jù)。
首先，建立了不同工況下某乘用車整車動力傳動系的多自由度扭振當(dāng)量化模型，利用MATLAB求解扭振模型的固有頻率和振型，對比分析了DMF和離合器從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器（CTD）在固有特性上的差異。結(jié)果顯示，相較于CTD，DMF動力傳動系的低階模態(tài)頻率普遍較小，表明DMF可以更好地降低動力傳動系的低階模態(tài)頻率，有利于減少共振的發(fā)生。
然后，利用ADAMS建立了整車動力傳動系的動力學(xué)模型，并針對怠速和行駛工況進行動力學(xué)仿真分析。仿真結(jié)果表明，DMF具有較好的減振效果；同時，分別在怠速、勻速行駛、加速行駛和制動等四種工況下，對裝備有CTD和DMF的動力傳動系的減振性能進行對比分析，仿真結(jié)果均表明，DMF具有更好的減振性能。
之后，利用ADAMS中的DOE模塊，對DMF的轉(zhuǎn)動慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)等3個變量進行試驗設(shè)計以進行全因素虛擬仿真實驗，得到了不同工況下優(yōu)化參數(shù)的取值；并對優(yōu)化結(jié)果進行了仿真驗證，證明優(yōu)化后的DMF具有更好的減振效果。
最后，結(jié)合優(yōu)化后的參數(shù)，并基于CATIA軟件進行DMF的三維結(jié)構(gòu)設(shè)計，為雙質(zhì)量飛輪的實際生產(chǎn)制造提供了有力指導(dǎo)。
關(guān)鍵詞： 雙質(zhì)量飛輪； 動力傳動系； 扭轉(zhuǎn)振動； 共振； 動力學(xué)仿真； DOE優(yōu)化
Abstract
Automotive vehicle powertrain system has lots of freedom, the distribution of quality and stiffness is uneven, there will be a variety of incentives generated by the torsional vibration in the course of the operation, resulting in vibration and noise, reducing the structural strength, affecting the driving safety and ride comfort, so the powertrain torsional vibration attenuation and suppression is particularly important. As a new type of torsional damper, Dual mass flywheel (DMF)can attenuate the torsional vibration of the powertrain better. Through the design and analysis of the dual mass flywheel, to master the design methods, which can be used to provide suggestions for the actual production and life.
Firstly, a multi-degree-of-freedom torsional vibration equivalent model of a passenger vehicle powertrain is established under different working conditions. The natural frequencies and modes of the torsional vibration model are solved by MATLAB software. The differences in the inherent characteristics of DMF and clutch driven torsional damper (CTD) are compared and analyzed. The results show that the low-order modal frequency of DMF powertrain is generally small than the CTD, which shows that DMF can reduce the low-order modal frequency of the powertrain better, which is beneficial to reduce the occurrence of resonance.
Then, the dynamic model of the vehicle powertrain is established by using ADAMS, and the dynamic simulation analysis is carried out for idling and driving conditions. The simulation results show that DMF has better damping effect. At the same time, the damping performance of the powertrain systems equipped with CTD and DMF is compared under the four conditions, such as idle speed, constant speed driving, accelerating driving and braking, The simulation results show that DMF has better damping performance.
After, using the DOE module in ADAMS, three variables of DMF， such as rotational inertia, torsional stiffness and damping coefficient were designed to carry out all-factor virtual simulation experiment. The optimal parameters were obtained under different working conditions. The results show that the optimized DMF has better damping effect.
Finally, combined with the optimized parameters, and based on CATIA software for the three-dimensional structure of DMF design, which provides a strong guide to the actual production of dual mass flywheels.
Key words： Dual mass flywheel; Vehicle powertrain; Torsional vibration; Resonance; Dynamic simulation; DOE optimization
目 錄
1 緒論 1
1.1 選題的目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢概述 1
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀概述 1
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀概述 2
1.2.3 雙質(zhì)量飛輪發(fā)展趨勢概述 3
1.3 主要研究內(nèi)容 4
2 雙質(zhì)量飛輪關(guān)鍵參數(shù)的初步設(shè)計與選擇 5
2.1 轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)設(shè)計 5
2.2 扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)設(shè)計 5
2.3 阻尼參數(shù)設(shè)計 6
3 整車動力傳動系扭振模型的建立與分析 7
3.1 整車動力傳動系扭振模型的建立 7
3.1.1 行駛工況下的扭振模型 7
3.1.2 怠速工況下的扭振模型 8
3.2 整車動力傳動系固有特性分析 9
3.2.1 整車動力傳動系動力學(xué)方程 9
3.2.2 整車動力傳動系固有特性分析 11
3.3 整車動力傳動系共振工況分析 19
3.3.1 整車動力傳動系激勵扭矩 19
3.3.2 整車動力傳動系共振工況分析 20
4 基于ADAMS的雙質(zhì)量飛輪動力學(xué)仿真分析 21
4.1 基于ADAMS的整車動力傳動系建模 21
4.2 整車動力傳動系自由振動仿真分析 22
4.3 整車動力傳動系受迫振動仿真分析 24
4.3.1 DMF整車動力傳動系仿真分析 24
4.3.2 CTD與DMF整車動力傳動系受迫振動對比 27
5 雙質(zhì)量飛輪參數(shù)優(yōu)化 32
5.1 行駛工況下的參數(shù)優(yōu)化 32
5.1.1 優(yōu)化分析關(guān)鍵因素 32
5.1.2 DOE優(yōu)化分析 33
5.1.3 試驗結(jié)果分析 35
5.2 怠速工況下的參數(shù)優(yōu)化 37
5.2.1 優(yōu)化分析關(guān)鍵因素 37
5.2.2 DOE優(yōu)化分析 38
5.2.3 試驗結(jié)果分析 39
5.3 優(yōu)化前后的結(jié)果對比 40
5.4 優(yōu)化后的DMF參數(shù) 44
6 雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 45
6.1 雙質(zhì)量飛輪總體設(shè)計方案 45
6.2 長弧形彈簧設(shè)計 46
6.2.1 彈簧各參數(shù)設(shè)計計算 47
6.2.2 彈簧強度檢驗 50
6.3 初級飛輪與次級飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 51
6.3.1 初級飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 51
6.3.2 次級飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 53
6.4 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的強度校核 54
6.4.1 傳力板的強度校核 54
6.4.2 鉚釘?shù)膹姸刃：?56
結(jié)束語 57
參考文獻 58
附錄A DMF二維圖紙 61
1 緒論
從汽車誕生到現(xiàn)在的一百多年的時間中，汽車發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、扭矩和功率均得到了的提高，其動力性越來越好，以此同時，人們對汽車其他使用性能的要求也越來越高，乘坐舒適性正是人們不斷追求的性能指標之一。乘坐舒適性好的汽車，汽車運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，扭振噪聲小，有利于行車安全；相反，舒適性差的汽車，汽車運轉(zhuǎn)不穩(wěn)定，會產(chǎn)生較大的振動，駕駛員易疲憊，增大了行車危險性，降低了零部件的強度，影響了汽車的使用性能與壽命年限[1]。
1.1 選題的目的和意義
汽車動力傳動系的扭轉(zhuǎn)振動是影響乘坐舒適性的一個重要因素，為降低動力傳動系的扭振，傳統(tǒng)的解決方法是在離合器的從動盤中采用扭轉(zhuǎn)減振器（Clutch Torsional Da-mper簡稱CTD），近十幾年來發(fā)動機功率不斷增大，受離合器從動盤上有限空間的限制，從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器的局限性開始顯現(xiàn)[2][3]。
（1）整車動力傳動系的固有頻率不能有效地避開常用轉(zhuǎn)速下的激勵頻帶；
（2）離合器盤的相對轉(zhuǎn)角小，彈簧剛度不能進一步降低，減振性能受限。
為此，取而代之的是雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器（Dual Mass Flywheel，簡稱DMF），與CTD相比，DMF最大的不同在于扭轉(zhuǎn)減振機構(gòu)的不同，DMF扭轉(zhuǎn)減振機構(gòu)具有足夠的布置空間，因而扭轉(zhuǎn)剛度可以設(shè)計的較小，再結(jié)合合理的主從動飛輪轉(zhuǎn)動慣量和阻尼參數(shù)的設(shè)計，低剛度的DMF可有效地減緩動力傳動系的扭振[4][5]。
當(dāng)前國內(nèi)汽車保有量不斷增長，為生產(chǎn)生活提供了很大的便利，同時，人們對汽車的使用性能也提出了嚴格的要求，而車輛的振動和噪聲是一個不可忽略的問題。雙質(zhì)量飛輪能夠有效的衰減動力傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，可以較好的衰減汽車振動的噪聲，獲得良好的乘坐舒適性。另一方面，雙質(zhì)量飛輪的國產(chǎn)化還很不充分，一些專利權(quán)還掌握在外國廠商手中，因此，對雙質(zhì)量飛輪的研究與分析并掌握相關(guān)設(shè)計方法是非常有意義與必要的，這就是本設(shè)計的目的和意義所在。
最后，也通過此次畢業(yè)設(shè)計，將整個大學(xué)所學(xué)的知識作個整體回顧與綜合運用，與實際的設(shè)計相結(jié)合，并為接下來的工作與學(xué)習(xí)奠定了堅實的基礎(chǔ)。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢概述
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀概述
雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器誕生于二十世紀八十年代中期，距今已有三十多年的歷史，作為整車動力傳動系的重要組成部件，其克服了CTD的局限性，有效地衰減了整車動力傳動系的扭振與噪聲，使汽車減振技術(shù)有了一個全新的發(fā)展[6]。
1984年8月，日本豐田汽車公司在柴油發(fā)動機汽車“MARK Ⅱ”上轉(zhuǎn)配了雙質(zhì)量飛輪，該DMF結(jié)構(gòu)上基本與CTD類似，但這是DMF發(fā)展史上的第一個飛躍[7]。1985年底，德國寶馬汽車公司首次將雙質(zhì)量飛輪裝配到“BMW234D”車型上，當(dāng)時該車被稱為“世界上最安靜的柴油機”汽車（Word’s Quietest Diesel），隨后，BMW公司在其系列車型上相繼使用DMF，獲得了用戶的廣泛好評[5]。
從那時起，人們針對DMF開始了大量的研究，1987年，Sebulke研究了填充有同時具有潤滑和阻尼效果介質(zhì)的封閉系統(tǒng)，解決了高速下阻尼器內(nèi)部部件磨損的問題[8]；1989年，德國LUK公司研制成功了弧形彈簧雙質(zhì)量飛輪（DMF-CS），這是DMF的一個突破，它幾乎解決了所有雙質(zhì)量飛輪共振的問題[9]；同年，Petri和Heidingsfeld引入了一種新的雙重質(zhì)量飛輪概念：液壓扭矩阻尼器（HTD），顯示控制滑移是避免干擾扭轉(zhuǎn)能量的逆轉(zhuǎn)的有效方法，實現(xiàn)了較為理想的扭轉(zhuǎn)隔離[10]。
1991年，Yamamoto和Umeyama等人提出了一種能量消散機構(gòu)限制了DMF的相對位移，提高了DMF的阻尼效果[11]；1995年，Bertin和Breton等人提出了徑向雙質(zhì)量飛輪（DMF-RS），在傳遞的扭矩增加時，扭轉(zhuǎn)減振器的剛度也逐步增大，獲得了理想的非線性扭轉(zhuǎn)剛度特性[12]。
Stéphane Sangue和Gérard Lepointz在2000年開發(fā)了一個新系統(tǒng)來進行實時角度測量，實時地獲得DMF在摩擦曲線中的絕對角度位置，確定了噪聲和干擾的來源[13]；2004年，Sachs公司運用拓撲學(xué)的理論，提出了利用方法樹對影響DMF減振性能的各項參數(shù)進行了研究分析[14]。
2006年，LUK公司等研制出分段變剛度的DMF，實現(xiàn)了小扭轉(zhuǎn)角時的小剛度和高轉(zhuǎn)速高反抗轉(zhuǎn)矩的大剛度特性[15]；同年，Alexander Fidlin 等人提出了一種新型的離心擺裝置，消除了發(fā)動機的振動[16]；2009年，Schaper等人建立了包含兩個弧形彈簧的DMF全新模型，并且提出一種線性轉(zhuǎn)矩觀察器[17]。
隨著對雙質(zhì)量飛輪研究的不斷深入，DMF取得了較大的進展，早在上個世紀九十年代，DMF產(chǎn)品已趨于成熟，西方汽車生產(chǎn)制造大國像德國、法國、美國等都對DMF產(chǎn)品進行了大量的研制開發(fā)，出現(xiàn)了許多的科研成果，且DMF也發(fā)展出多種形式的新型化產(chǎn)品，就產(chǎn)品應(yīng)用范圍來說，不光是柴油發(fā)動機汽車，汽油發(fā)動機汽車也有規(guī)?；褂玫内厔?。
目前，歐洲生產(chǎn)的汽車上已經(jīng)普遍使用DMF，傳統(tǒng)的CTD正逐步退出汽車扭轉(zhuǎn)減振器發(fā)展的歷史舞臺[5]。
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀概述
國內(nèi)汽車工業(yè)起步比較晚，較西方發(fā)達國家在DMF的研究開發(fā)上稍晚，在上個世紀九十年代中期，我國的一些高校、汽車公司等才開始涉足DMF領(lǐng)域，近幾年來也取得了不錯的成績。
2000年，南京理工大學(xué)的張鐵山研究了裝用一種液壓彈簧組件的雙質(zhì)量飛輪，與傳統(tǒng)的螺旋彈簧相比，提高了性能和壽命[18]；2002年，清華大學(xué)的呂振華、熊海龍等人建立了徑向彈簧型雙質(zhì)量飛輪（DMF-RS）扭振減振器的彈性特性表達式并進行了理論探討，提出了該減振器的設(shè)計方法，實現(xiàn)了理想的非線性彈性特性[19]；次年，對周向短彈簧式（DMF-CSS）扭振減振器進行機構(gòu)原理及其性能分析，研究扭轉(zhuǎn)減振器的多級非線性彈性特性，提出了該類型扭振減振器設(shè)計方法的若干要點[20]。
2009年，吉林大學(xué)的史文庫、龍巖等人對長弧形彈簧雙質(zhì)量飛輪減振彈性結(jié)構(gòu)進行創(chuàng)新設(shè)計，得到了三級剛度的減振器，并基于ADAMS對其減振性能進行仿真和優(yōu)化分析，得到了設(shè)計所需參數(shù)的最優(yōu)值[21]。
2009年，重慶大學(xué)的宋立權(quán)、趙孝峰等人首次將摩擦引入周向短彈簧汽車雙質(zhì)量飛輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)角關(guān)系的分析計算，將利用摩擦實現(xiàn)增大轉(zhuǎn)矩和過載保護的理念引入雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計，為高性能雙質(zhì)量飛輪的產(chǎn)品的開發(fā)提供了設(shè)計思路[22]；2012年，重慶大學(xué)的宋立權(quán)、李亮等人創(chuàng)造性地提出通過改變初級飛輪內(nèi)側(cè)接觸線以構(gòu)成形狀約束，滿足了DMF在低轉(zhuǎn)矩小扭轉(zhuǎn)角時應(yīng)具有柔性特性和高扭矩大扭轉(zhuǎn)角時應(yīng)具有高反抗轉(zhuǎn)矩的要求[23]。
2014年，吉林大學(xué)的毛陽、陳志勇等人將磁流變液材料應(yīng)用到雙質(zhì)量飛輪中，制作了控制扭轉(zhuǎn)阻尼系數(shù)的磁流變液雙質(zhì)量飛輪裝置，并通過靜態(tài)特性試驗驗證了其使用性能[24]；2015年，武漢理工大學(xué)的陳雷、江征風(fēng)等人對某周向長弧形彈簧式雙質(zhì)量飛輪的非線性扭轉(zhuǎn)剛度及其扭振特性進行了研究，建立了傳遞扭矩模型，獲得了非線性扭轉(zhuǎn)剛度的表達式[25]。2016年，武漢理工大學(xué)的王永亮、秦洵彭等人研究了多級扭轉(zhuǎn)剛度DMF的動力學(xué)參數(shù)匹配和設(shè)計方法，并在匹配的的三級扭轉(zhuǎn)剛度DMF的試驗中獲得了較好的效果[2]。
近年來，我國的汽車工業(yè)得到了長足的發(fā)展，整體技術(shù)有了長足的進步，針對DMF也做了大量的研究，但大多停留在建模分析階段，相關(guān)公司也進行研發(fā)工作。不過，國內(nèi)生產(chǎn)的雙質(zhì)量飛輪大部分都是應(yīng)用在高校和企業(yè)的測試研究領(lǐng)域，并沒有批量化地投入國內(nèi)汽車市場。可以說，中國的雙質(zhì)量飛輪技術(shù)還是落后于西方國家的，對雙質(zhì)量飛輪進行研發(fā)并實現(xiàn)國產(chǎn)化，是很有意義與必要的[26]。
1.2.3 雙質(zhì)量飛輪發(fā)展趨勢概述
隨著發(fā)動機燃燒控制技術(shù)的進步成熟，發(fā)動機的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高；同時隨著汽車結(jié)構(gòu)輕量化技術(shù)的發(fā)展和整車優(yōu)化節(jié)能技術(shù)的應(yīng)用，都加劇了整車動力傳動系統(tǒng)的扭振，這就對雙質(zhì)量飛輪的性能提出了更高的要求，以獲得最佳的乘坐舒適性，結(jié)合研究現(xiàn)狀，DMF主要發(fā)展趨勢如下。
（1）非線性扭矩特性
DMF的彈性特性和阻尼可隨發(fā)動機不同工況的變化而變，怠速工況下需要小剛度以降低系統(tǒng)固有頻率，同時需要大阻尼降低共振幅值；正常行駛工況下需要大剛度傳遞扭矩，同時需要小阻尼隔離振動傳遞[6][24][27]。
（2）多級可變剛度
汽車在不同工況下對扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度的要求是不同的，從發(fā)揮減振器的減振作用和改善整車動力傳動系運轉(zhuǎn)平順性考慮，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度級數(shù)越多越有利于整體減振，同時各級扭轉(zhuǎn)剛度間應(yīng)較好的銜接，以緩和扭轉(zhuǎn)剛度躍變帶來的運動部件間的沖擊[6][21][27]。
1.3 主要研究內(nèi)容
（1）雙質(zhì)量飛輪各項參數(shù)初選，按照以往的設(shè)計經(jīng)驗進行參數(shù)的初步設(shè)計，主要包括：轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)的設(shè)計、扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)的設(shè)計和阻尼參數(shù)的設(shè)計，以初步選取的參數(shù)進行下一步的動力學(xué)仿真分析。
（2）整車動力傳動系多自由度扭振模型的建立與分析，首先，建立不同工況下的整車動力傳動系的多自由度當(dāng)量化扭振模型，包括怠速工況和行駛工況，其次，利用MATLAB計算并分析DMF整車動力傳動系的固有特性（固有頻率與固有振型），然后，與CTD整車動力傳動系的固有特性作比較，對比分析發(fā)現(xiàn)出DMF的優(yōu)異之處。
（3）雙質(zhì)量飛輪仿真分析與參數(shù)優(yōu)化，首先，在ADAMS/View中建立DMF和CTD整車動力傳動系的受迫振動仿真模型，其次，對仿真模型施加扭振載荷，得出DMF在行駛工況與怠速工況下的仿真分析結(jié)果，并且與CTD 的仿真結(jié)果進行對比，對比分析得出DMF優(yōu)異的減振性能之處；最后，采用ADAMS中的DOE優(yōu)化分析的方法，對DMF的轉(zhuǎn)動慣量分配系數(shù)、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)3個關(guān)鍵優(yōu)化變量進行綜合的優(yōu)化分析，得出怠速和行駛工況下的優(yōu)化參數(shù)，為下一步的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計奠定基礎(chǔ)。
（4）雙質(zhì)量飛輪具體結(jié)構(gòu)設(shè)計，首先，確定雙質(zhì)量飛輪的總體結(jié)構(gòu)方案，其次，采用“相似形變法”對弧形彈簧進行設(shè)計，確定彈簧的各項參數(shù)；然后，利用CATIA對雙質(zhì)量飛輪其他結(jié)構(gòu)進行三維建模，最后，將所有的三維模型進行裝配，完成雙質(zhì)量飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
2 雙質(zhì)量飛輪關(guān)鍵參數(shù)的初步設(shè)計與選擇
本設(shè)計以某乘用車為例展開，額定功率：120 kW，對應(yīng)轉(zhuǎn)速：5000 r/min；最大扭矩：250 N·m，對應(yīng)轉(zhuǎn)速：3000 r/min；怠速800 r/min，輸出扭矩20 N·m；雙質(zhì)量飛輪的類型采用具有雙級扭轉(zhuǎn)剛度的周向長弧形螺旋彈簧雙質(zhì)量飛輪。
2.1 轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)設(shè)計
主動飛輪的轉(zhuǎn)動慣量J1和從動飛輪的轉(zhuǎn)動慣量J2之和應(yīng)等于原飛輪總成的轉(zhuǎn)動慣量J0，而且J1與J2的比值會影響DMF自身扭轉(zhuǎn)振動的頻率，一般取=0.7~1.4比較合適，從上文的分析可知當(dāng)λ=1時，雙質(zhì)量飛輪系統(tǒng)的固有頻率有最小值，本文選取，就本設(shè)計選取的車型而言，原飛輪總成的轉(zhuǎn)動慣量J0=0.22 kg·m2，則J1=J2=0.11 kg·m2。
2.2 扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)設(shè)計
本次設(shè)計選取具有雙級扭轉(zhuǎn)剛度特性的周向長弧形雙質(zhì)量飛輪，第一級為怠速級，第二級為行駛級。
（1）第一級極限扭矩Mt1與轉(zhuǎn)角θt1的選取
第一級是為了控制怠速工況下動力總成的扭振，怠速時DMF所傳遞的扭矩不大，對于此次設(shè)計的車型，Mt1=20N·m；對于轉(zhuǎn)角θt1，可參考CTD的設(shè)計規(guī)則進行初步選?。?o~6o），這里選取6o，則第一級扭轉(zhuǎn)剛度k1為
（2.1）
取整后，得k1=190 N·m/rad。
（2）極限工作扭矩Mj和最大轉(zhuǎn)角θmax的選取
第二級要控制正常行駛工況下動力總成的扭振，故需要結(jié)合極限工作扭矩Mj設(shè)計，極限工作扭矩Mj需考慮DMF的抗沖擊和緩沖、減振能力，所以應(yīng)具有合適的扭矩儲備系數(shù)ξ，有
（2.2）
Memax為發(fā)動機額定輸出扭矩，而ξ可根據(jù)經(jīng)驗選取，對于轎車和輕型車[21]，ξ=1.25~1.75，本次設(shè)計的車型為乘用車，選取ξ=1.5，故極限扭矩Mj=。
選取最大轉(zhuǎn)角θmax為40o，則第二級扭轉(zhuǎn)剛度k2為
（2.3）
取整后，得k2=540 N·m/rad。
周向長弧形雙質(zhì)量飛輪的減振器結(jié)構(gòu)簡圖見下圖2.1，由兩對內(nèi)外長短不一的弧形彈簧組成嵌套式組合彈簧（此圖中只給出一半）。
圖2.1 周向長弧形螺旋彈簧減振器結(jié)構(gòu)
圖中：kp1——內(nèi)層長弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度；
kp2——外層短弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度；
θt1——內(nèi)層彈簧工作角度；
——外層彈簧工作角度。
則有
（2.4）
利用上式（2.4）可知，在確定了各級扭轉(zhuǎn)剛度后，即可得出各個弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度，并進行后面的弧形彈簧設(shè)計工作。
2.3 阻尼參數(shù)設(shè)計
本次畢業(yè)設(shè)計采用粘性阻尼的設(shè)計方法，阻尼系數(shù)c取決于彈簧腔內(nèi)的潤滑油脂的特性，一般由實驗或經(jīng)驗值選取[21]，c=(0.03~0.15) N·m·s/deg，故初選阻尼系數(shù)c為1.72 N·m·s/rad。
基于以上得出的各項初選的參數(shù)，可以將其添加到整車動力傳動系的扭振模型中，并進行固有特性的分析。
3 整車動力傳動系扭振模型的建立與分析
3.1 整車動力傳動系扭振模型的建立
3.1.1 行駛工況下的扭振模型
利用集中質(zhì)量的方法，按照當(dāng)量化原則進行DMF行駛工況下的整車動力傳動系多自由度扭振系統(tǒng)的當(dāng)量化，當(dāng)量化原則如下：
（1）質(zhì)量較集中、扭轉(zhuǎn)剛度小且轉(zhuǎn)動慣量較大的元件等效為非彈性慣量元件，如飛輪、齒輪及聯(lián)軸器等；
（2）扭轉(zhuǎn)剛度大、轉(zhuǎn)動慣量小的元件等效為彈性元件，如曲軸軸頸、減振皮帶輪中的橡膠減振元件及DMF中的減振彈簧等；
（3）相鄰兩集中質(zhì)量之間連接軸的轉(zhuǎn)動慣量平均分配到兩側(cè)的集中質(zhì)量上，如曲軸飛輪端的轉(zhuǎn)動慣量就平分在一側(cè)活塞連桿機構(gòu)和另一側(cè)飛輪的轉(zhuǎn)動慣量上；
（4）忽略小阻尼對扭振的影響。
在某檔位行駛工況下，建立雙質(zhì)量飛輪整車動力傳動系14自由度的扭振模型，如圖3.1所示。
圖3.1 行駛工況下DMF整車動力傳動系扭振模型
圖中：J1——發(fā)動機附件、橡膠扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)動慣量之和；
J2——減振器內(nèi)環(huán)與曲軸自由端轉(zhuǎn)動的一半之和；
J3~J6——各活塞連桿機構(gòu)及曲軸段的轉(zhuǎn)動慣量；
J7——初級與曲軸飛輪端轉(zhuǎn)動慣量一半之和；
J8——次級飛輪、離合器總成及變速器輸入軸一半轉(zhuǎn)動慣量之和；
J9——變速器輸入軸一半與變速器第1軸轉(zhuǎn)動慣量之和；
J10——變速器中間軸和輸出軸的等效轉(zhuǎn)動慣量；
J11——傳動軸轉(zhuǎn)動慣量；
J12——主減速器傳動齒輪轉(zhuǎn)動慣量；
J13——差速器與半軸轉(zhuǎn)動慣量一半之和；
J14——半軸一半和車輪轉(zhuǎn)動慣量之和；
k1至k14——分別為各段連接軸的扭轉(zhuǎn)剛度。
同理，可建立行駛工況下的CTD整車動力傳動系扭振當(dāng)量化模型，只需將J7換為，表示飛輪總成和離合器主動部分轉(zhuǎn)動慣量之和；J8換為，表示離合器從動盤總成及變速器輸入軸一半轉(zhuǎn)動慣量之和；k7換為，表示CTD的扭轉(zhuǎn)剛度，以上各項參數(shù)數(shù)值參考相關(guān)車型數(shù)據(jù)得出[28][29]，如表3.1所示。
表3.1 整車動力傳動系扭振模型參數(shù)
項目
數(shù)值
（kg·m2）
項目
數(shù)值
（kg·m2）
項目
數(shù)值（N·m/rad）
項目
數(shù)值（N·m/rad）
J1
0.005
J8
DMF：0.11
CTD：0.01
k1
95165
k8
35720
J2
0.0015
J9
0.003
k2
285495
k9
56400
J3
0.0069
J10
0.0032
k3
312800
k10
33216
J4
0.0069
J11
0.0189
k4
321607
k11
65200
J5
0.0069
J12
0.022
k5
321607
k12
646.4
J6
0.0069
J13
0.0013
k6
510991
k13
2836
J7
DMF：0.11
CTD：0.21
J14
0.251
k7
DMF：540
CTD：3750
k14
11035
3.1.2 怠速工況下的扭振模型
按照上文相同的當(dāng)量化原則，可建立怠速工況下DMF整車動力傳動系9自由度扭振模型，如圖3.2所示。
圖3.2 怠速工況下DMF整車動力傳動系扭振模型
該模型中各參數(shù)除了J9與上述行駛工況下的數(shù)值不等，其他各參數(shù)均相等，怠速下，J9=0.002 kg·m2，對于CTD，減振器的參數(shù)與行駛狀態(tài)下相同，這里不再贅述。
3.2 整車動力傳動系固有特性分析
3.2.1 整車動力傳動系動力學(xué)方程
（1）行駛工況
運用達朗貝爾原理，列寫上文圖3.1扭振模型的動力學(xué)方程，有
（3.1）
式中：θ1至θ14——各當(dāng)量化模型質(zhì)量塊的扭轉(zhuǎn)角度；
M1至M4——各曲軸段的激勵力矩。
動力傳動系阻尼較小，故忽略阻尼的影響。
設(shè)整車動力傳動系扭振系統(tǒng)的扭振頻率為ω，各質(zhì)量塊的振幅為Ai，假設(shè)個質(zhì)量塊幅值的初始相位為0，則
（3.2）
令J，K，M，A分別為
（3.3）
（3.4）
（3.5）
（3.6）
則上式（3.1）可轉(zhuǎn)化為
（3.7）
（2）怠速工況
對于怠速工況，運用達朗貝爾原理列寫上文圖3.2的動力學(xué)方程，有
（3.8）
令分別為
（3.9）
（3.10）
（3.11）
（3.12）
，，與上文類似，則式（3.8）化為
（3.13）
3.2.2 整車動力傳動系固有特性分析
欲求解整車動力傳動系的固有特性，即在激勵扭矩矩陣M=0的情況下，計算固有圓頻率ω和固有頻率f以及固有振型。由于轉(zhuǎn)動慣量矩陣J為對角正定矩陣，因此存在可逆矩陣J-1，令λ=ω2，上式（3.7）可表示為
（3.14）
式中：E——單位矩陣。
令B=J-1K，有
（3.15）
則，系統(tǒng)矩陣D為
（3.16）
因此，整車動力傳動系的固有特性的計算就可轉(zhuǎn)化為求矩陣B的特征值和特征向量的問題，其中，矩陣B的特征值為整車動力傳動系的固有圓頻率ω的平方，特征向量為整車動力傳動系的固有振型。求解矩陣B=J-1K的特征值和特征向量，可用Matlab軟件方便地求出。
其中，Matlab主要求解代碼為
J;%輸入轉(zhuǎn)動慣量矩陣%
K;%輸入扭轉(zhuǎn)剛度矩陣%
[V,D]=eig(inv(J)*K);
f=sqrt(eig(inv(J)*K))/(2*pi)
經(jīng)計算得到的矩陣[D]和[V]為分別矩陣J-1K的特征值和特征向量矩陣，f為固有頻率矩陣。
3.2.2.1 固有頻率分析
（1）怠速工況
將DMF與CTD的整車動力傳動系的轉(zhuǎn)動慣量矩陣J和剛度矩陣K分別輸入MATLAB中進行求解，可得到怠速工況下整車動力傳動系的固有頻率，如下表3.2所示。
表3.2 怠速工況下DMF與CTD整車動力傳動系固有頻率對比
DMF
CTD
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
1
0.00
6
1203.59
1
0.00
6
1197.73
2
8.74
7
1737.09
2
90.98
7
1732.72
3
354.68
8
2068.38
3
339.33
8
2066.15
4
678.69
9
2744.92
4
703.46
9
2744.92
5
708.31
—
—
5
737.89
—
—
為方便觀察對比，現(xiàn)將DMF與CTD整車動力傳動系前5階的固有頻率進行對比觀察，如圖3.3所示。
圖3.3 怠速工況下DMF與CTD前6階整車動力傳動系的固有頻率對比
通過對比，可以發(fā)現(xiàn)，怠速工況下，裝備有DMF的整車動力傳動系的前6階固有頻率基本上小于裝備有CTD整車動力傳動系的固有頻率，特別是第2階（由90.98 Hz降低到8.74 Hz），因此也避開了動力傳動系怠速轉(zhuǎn)速（800 r/min）下的2階共振頻率（26.67 Hz），因此，DMF很好的降低了汽車發(fā)動機在啟動和停車過程中的振動噪聲。
（2）行駛工況
將DMF與CTD的整車動力傳動系的轉(zhuǎn)動慣量矩陣J和剛度矩陣K分別輸入MATLAB中進行求解，可得到行駛工況下整車動力傳動系的固有頻率見，如表3.3所示。
表3.3 行駛工況下DMF與CTD整車動力傳動系的固有頻率對比
DMF
CTD
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
階次
頻率/Hz
1
5.71
8
567.63
1
6.12
8
599.92
2
15.12
9
708.31
2
33.90
9
703.46
3
34.14
10
1100.96
3
44.30
10
1106.36
4
103.58
11
1203.59
4
203.38
11
1197.73
5
261.03
12
1737.10
5
261.11
12
1732.72
6
354.70
13
2068.38
6
339.33
13
2066.15
7
397.47
14
2744.92
7
409.75
14
2744.92
為方便觀察對比，現(xiàn)將DMF與CTD整車動力傳動系前8階的固有頻率進行對比觀察，如圖3.4所示。
圖3.4 行駛工況下DMF與CTD前8階整車動力傳動系的固有頻率對比
通過對比，可以發(fā)現(xiàn)，在行駛工況下，裝備有DMF的整車動力傳動系的前8階固有頻率基本上小于裝備有CTD的整車動力傳動系的固有頻率，特別是第2、4階，但對高階影響不大。因此，可以知道：DMF降低了整車動力傳動系低階模態(tài)的固有頻率，降低了發(fā)動機的共振轉(zhuǎn)速，可減緩由CTD帶來的系統(tǒng)共振問題，使發(fā)動機更好地跨越共振轉(zhuǎn)速區(qū)域。
3.2.2.2 固有振型分析
（1）怠速工況
表3.4 怠速工況下CTD和DMF整車動力傳動系固有振型對比
用MATLAB求解矩陣J-1K的特征向量即為整車動力傳動系的固有振型，怠速工況下的第1階模態(tài)為滾振模態(tài)，不屬于本文研究范圍，故從第2階模態(tài)開始分析，且只分析到高階模態(tài)的第7階，CTD和DMF整車動力傳動系的固有振型對比如表3.4所示。
階次
固有頻率/Hz
固有振型對比圖
2
CTD：90.98
DMF：8.74
續(xù)表3.4
3
CTD：339.33
DMF：354.68
4
CTD：703.46
DMF：678.69
5
CTD：737.89
DMF：708.31
續(xù)表3.4
6
CTD：1197.73
DMF：1203.59
7
CTD：1732.72
DMF：1737.09
模態(tài)振型結(jié)果表明：2階模態(tài)下，裝備有CTD的整車動力傳動系的離合器從動部分以及變速器輸入軸的振幅較大，發(fā)動機曲軸的振幅較小，而DMF降低了變速器輸入軸段的振幅，降幅可達50%左右，同時，也增大了發(fā)動機曲軸的振幅；3階模態(tài)下，裝備有CTD的整車動力傳動系的曲軸扭轉(zhuǎn)減振器和發(fā)動機曲軸段的振幅較大，離合器和變速器輸入軸段的振幅較小，而裝備有DMF后，振型圖發(fā)生了變化，曲軸軸系扭轉(zhuǎn)減振器和發(fā)動機曲軸的振幅幾乎為0，但變速器輸入軸段的振幅變大；4階模態(tài)下，裝備CTD后，發(fā)動機曲軸的振幅幾乎為0，變速器輸入軸段的振幅較大，而裝備DMF后，發(fā)動機曲軸的振幅變大，變速器輸入軸段的振幅減小。
高于5階得高階模態(tài)后，CTD和DMF的動力傳動系的振型圖相差不大，幾乎相等，有的僅是相位上的差別，如第6階模態(tài)。
（2）行駛工況
同樣的，用MATLAB求解矩陣J-1K的特征向量，這里只分析前8階模態(tài)振型，行駛工況下的CTD和DMF整車動力傳動系的固有振型對比如表3.5所示。
表3.5 行駛工況下CTD和DMF整車動力傳動系固有振型對比
階次
固有頻率/Hz
固有振型對比圖
1
CTD：6.12
DMF：5.71
2
CTD：33.90
DMF：15.12
3
CTD：44.30
DMF：34.14
續(xù)表3.5
4
CTD：203.38
DMF：103.58
5
CTD：261.11
DMF：261.03
6
CTD：339.33
DMF：354.70
續(xù)表3.5
7
CTD：409.75
DMF：397.47
8
CTD：599.92
DMF：567.63
行駛工況下，本文所選汽車有14階模態(tài)，但高階模態(tài)所需的頻率一般很難達到，而且高階模態(tài)的精確性不高，故只分析了前8階模態(tài)的振型。
模態(tài)振型對比說明：1階模態(tài)下，相較于CTD，使用DMF后，雖稍增大了發(fā)動機部分的振動幅度，但減小了變速箱、傳動軸、主減速器和差速器的振幅，對底盤部分有益；2階模態(tài)下，使用DMF減輕了發(fā)動機和變速器部分的振幅，但增大了半軸和車輪的振幅；3階模態(tài)下，DMF發(fā)動機部分的振動幾乎為0，也大幅減小了變速器、傳動軸和主減速器部分的振幅，但加劇了車輪的振動；4階模態(tài)下，發(fā)動機部分的振幅幾乎為0，相較于CTD，采用DMF后，大幅減小了雙質(zhì)量飛輪輸出端的振幅，但也加劇了主減速器的振動。
5階模態(tài)以后的高階模態(tài)，DMF和CTD的振型圖相差不大，有的僅有相位上的差別，如第6、8階模態(tài)等。
低階模態(tài)的節(jié)點一般位于發(fā)動機后部的底盤傳動系上，如第3階模態(tài)的節(jié)點就位于主動飛輪和從動飛輪間，低階模態(tài)下，發(fā)動機部分的振幅一般很小，底盤部分的振幅一般相差較大。底盤部分的低階振動特性與傳動系的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度有關(guān)，而與發(fā)動機的轉(zhuǎn)動慣量和剛度特性無關(guān)，這種振動特性屬于低頻范疇扭振特性[30]。
為改善整車動力傳動系的低頻范疇扭振特性，一般從改善底盤傳動系的結(jié)構(gòu)參數(shù)入手，如改變轉(zhuǎn)動慣量比、改變扭轉(zhuǎn)剛度等，以使得底盤傳動部分的振幅減小，并使動力傳動系的共振轉(zhuǎn)速降低到發(fā)動機通用轉(zhuǎn)速以下。
3.3 整車動力傳動系共振工況分析
3.3.1 整車動力傳動系激勵扭矩
在汽車運轉(zhuǎn)過程中，動力傳動系會受到很多激勵源的振動激勵，但對動力傳動系扭振影響最大的扭振激勵來自發(fā)動機，其中，由氣體燃燒爆發(fā)壓力和運動部件的往復(fù)慣性力對曲軸產(chǎn)生的周期性變化的力矩始終是發(fā)動機曲軸扭振的主要激勵源。
單個氣缸對曲軸產(chǎn)生的激勵力矩Mg可展開為傅里葉級數(shù)的形式，有
（3.17）
式中：M0——單個氣缸的平均激勵力矩；
γ——諧波數(shù)；
Mγ——γ階簡諧分量；
ω——曲軸角速度；
αγ——γ階簡諧分量的初始相位。
M0只是使曲軸勻速轉(zhuǎn)動，而各γ階不同頻率的簡諧分量Mγ之和才會使曲軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。
對于多缸發(fā)動機而言，激勵力矩的相位與諧波數(shù)γ有很大關(guān)系，而相位會影響各激勵的矢量合成，4缸4沖程發(fā)動機的激勵扭矩相位圖如圖3.5所示。
M1、3、4、2
M4
M3
M2
M1
M2、3
M1、4
M2
M1
M3
M4
0.5ωc
ωc
1.5ωc
2ωc
圖3.5 4缸4沖程發(fā)動機激勵扭矩相位
對于4缸4沖程發(fā)動機，如果發(fā)火次序為1-3-4-2，則總的激勵扭矩可表示為各缸激勵扭矩之和，如式（3.18）所示。
（3.18）
由式（3.18）可以知道，對于4缸4沖程發(fā)動機，如果γ=2,4,6 …，激勵扭矩會進行矢量疊加，使得激勵急劇增大，這可以從上圖3.5中看出。
對于4缸4沖程發(fā)動機，低階激勵扭矩的幅值較大，而高階激勵扭矩的幅值較小，在工程計算分析中可以忽略，其中2階簡諧分量引起的動力傳動系的扭振往往是最重要的。
3.3.2 整車動力傳動系共振工況分析
結(jié)合上文分析，當(dāng)4缸4沖程發(fā)動機簡諧扭矩的諧波數(shù)γ=2,4,6 …時，γ稱為主諧波，對應(yīng)的頻率稱為主諧波激勵頻率fγ，當(dāng)主諧波頻率與動力傳動系的固有頻率相等時，系統(tǒng)會發(fā)生嚴重的共振，其中fγ可由下式（3.19）求得。
（3.19）
式中：nc——曲軸轉(zhuǎn)速（r/min）。
當(dāng)動力傳動系發(fā)生共振時，曲軸轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。
發(fā)動機較低階次的主諧量是引起動力傳動系扭振最重要的激勵扭矩諧量，在此次設(shè)計的車型，發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍是800~5000 r/min，考慮諧波次數(shù)γ=2~8，從上式（3.19）可知，動力傳動系的主諧波激勵頻率范圍為26.67 Hz~666.67 Hz。
參照上表3.3，在行駛工況下，在主諧波激勵頻率為26.67 Hz~666.67 Hz的范圍內(nèi)，CTD整車動力傳動系有7個階次的固有頻率落在激勵頻率范圍內(nèi)，DMF整車動力傳動系有6個階次的固有頻率落在激勵頻率的范圍內(nèi)，由此可見，DMF相較于CTD減小了動力傳動系共振的幾率，有利于動力傳動系的減振；同時，對于落在以上激勵頻率范圍內(nèi)的固有頻率，DMF動力傳動系的固有頻率均比CTD動力傳動系的固有頻率要小，這樣DMF使發(fā)動機共振轉(zhuǎn)速降低，可以更好地跨越整車動力傳動系的共振轉(zhuǎn)速，有利于減少共振工況的發(fā)生。
4 基于ADAMS的雙質(zhì)量飛輪動力學(xué)仿真分析
此次設(shè)計只考慮簡諧分量對動力傳動系的激勵扭振，并假設(shè)汽車工況為穩(wěn)態(tài)運行工況，為方便分析，這里只選取簡諧分量較大的低階諧次，按照相關(guān)實際經(jīng)驗，本設(shè)計選取2階簡諧分量[2]。
在行駛工況下，選取發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3000 r/min的常用轉(zhuǎn)速運行工況，曲軸角速度ω=314.16 rad/s，按照相關(guān)的實際文獻數(shù)據(jù)[31]，取單缸2階簡諧激勵扭矩=；怠速工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為800 r/min，曲軸角速度ω=83.78 rad/s，取單缸2階簡諧激勵扭矩。
4.1 基于ADAMS的整車動力傳動系建模
在ADAMS/View交互界面，將動力傳動系各模塊簡化為等轉(zhuǎn)動慣量的質(zhì)量圓盤，并建立質(zhì)量轉(zhuǎn)動圓盤，各質(zhì)量圓盤通過鉸接轉(zhuǎn)動副（Revolute Joint）與大地（Ground）相接，保證各質(zhì)量圓盤只有一個繞軸線轉(zhuǎn)動的自由度，各質(zhì)量圓盤通過扭轉(zhuǎn)彈簧（Torsion Spring）互相連接來傳遞扭矩，扭轉(zhuǎn)彈簧的主動物體（Action Body）為扭矩輸入對象，從動物體（Rection Body）為扭矩輸出對象，扭轉(zhuǎn)彈簧的剛度（Stiffness）和阻尼（Damping）可以由用戶自行輸入。
怠速和行駛工況下建立的雙質(zhì)量飛輪9和14自由度扭振模型，如下圖4.1和4.2所示。
圖4.1 怠速工況下雙質(zhì)量飛輪整車動力傳動系9自由度扭振模型
對于匹配的CTD整車動力傳動系與DMF整車動力傳動系相比，除了減振器的參數(shù)不同，其他結(jié)構(gòu)均相同，故對CTD扭振系統(tǒng)分析時，只需要改變減振器的參數(shù)即可。
圖4.2 行駛工況下雙質(zhì)量飛輪整車動力傳動系14自由度扭振模型
4.2 整車動力傳動系自由振動仿真分析
利用ADAMS的Vibration模塊可以進行自由扭振分析，并得到系統(tǒng)的固有頻率和系統(tǒng)模態(tài)分布。
經(jīng)計算處理后得到的行駛工況下14自由度扭振模型的固有頻率表和模態(tài)分布圖，如表4.1和圖4.3所示。
表4.1 行駛工況下扭振系統(tǒng)的固有頻率
階次
無阻尼固有頻率仿真值（Hz）
阻尼比
實部
虛部
無阻尼固有頻率計算值（Hz）
相對誤差
（%）
1
5.71
1.3E-002
-7.6E-002
+/-5.7E+000
5.71
0.00
2
15.10
1.2E-001
-1.7E+000
+/-1.5E+001
15.12
-0.13
3
34.46
1.7E-004
-5.7E-003
+/-3.4E+001
34.14
0.93
4
103.57
3.4E-003
-3.5E-001
+/-1.0E+003
103.58
-0.01
5
261.39
1.7E-007
-4.5E-005
+/-2.6E+003
261.03
0.14
6
355.14
6.0E-004
-2.1E-001
+/-3.5E+003
354.70
0.12
7
397.52
1.9E-005
-7.6E-003
+/-3.9E+003
397.47
0.01
8
567.63
2.2E-005
-1.2E-002
+/-5.7E+003
567.63
0.00
9
709.48
5.0E-006
-3.6E-002
+/-7.1E+003
708.31
0.16
10
1100.83
1.0E-006
-1.1E-003
+/-1.1E+004
1100.96
-0.01
11
1201.01
2.1E-005
-2.5E-002
+/-1.2E+004
1203.59
-0.21
12
1737.53
7.6E-006
-1.3E-002
+/-1.7E+004
1737.10
0.02
13
2068.92
2.8E-006
-5.8E-003
+/-2.1E+004
2068.38
0.03
14
2744.30
6.1E-011
-1.7E-007
+/-2.7E+004
2744.92
-0.02
圖4.3 行駛工況下14自由度扭振系統(tǒng)的模態(tài)分布
從表4.1和圖4.3中可以看出，第1階至第14階均為欠阻尼模態(tài)，本特征值實部小于0，模態(tài)振型收斂，模態(tài)穩(wěn)定，無阻尼固有頻率仿真值和無阻尼固有頻率計算值相差很小，ADAMS中行駛工況下14自由度仿真扭振模型是準確的，仿真結(jié)果具有很高的可信度。
怠速工況下，使用同樣的方法，得到的9自由度扭振模型的固有頻率表和模態(tài)分布圖，如表4.2和圖4.4所示。
表4.2 怠速工況下扭振系統(tǒng)的固有頻率
階次
無阻尼固有頻率仿真值（Hz）
阻尼比
實部
虛部
無阻尼固有頻率計算值（Hz）
相對誤差
（%）
1
0.00
1.0E+000
-9.5E-006
+/-0.0E+000
0.00
—
2
0.00
1.0E+000
9.5E-006
+/-0.0E+000
0.00
—
3
8.74
2.5E-001
-2.2E+000
+/-8.5E+000
8.74
0.00
4
355.10
6.0E-004
-2.1E-001
+/-3.6E+002
354.68
0.12
5
696.38
3.2E-005
-2.2E-002
+/-7.0E+002
678.69
-0.03
6
709.48
5.0E-005
-3.6E-002
+/-7.1E+002
708.31
2.54
7
1204.00
2.1E-005
-2.5E-002
+/-1.2E+003
1203.59
0.12
8
1737.52
7.6E-006
-1.3E-002
+/-1.7E+003
1737.09
0.02
9
2068.91
2.8E-006
-5.7E-003
+/-2.1E+003
2068.38
0.03
10
2744.30
6.1E-011
-1.7E-007
+/-2.7E+003
2744.92
-0.02
可以看到，第1，2階為滾振模態(tài)，滾振是動力傳動系的一種特殊振型——零節(jié)點振動，它不產(chǎn)生軸段附加應(yīng)力。從第3階開始為系統(tǒng)的實際扭振頻率，第3階至第10階均為欠阻尼模態(tài)，本特征值實部小于0，模態(tài)振型收斂，模態(tài)穩(wěn)定，無阻尼固有頻率仿真值和無阻尼固有頻率計算值相差很小，因此，ADAMS中怠速工況下9自由度仿真扭振模型是準確的，仿真結(jié)果具有很高的可信度。
圖4.4 怠速工況下9自由度扭振系統(tǒng)的模態(tài)分布
4.3 整車動力傳動系受迫振動仿真分析
4.3.1 DMF整車動力傳動系仿真分析
在研究動力傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動時，常用剛體元件的角速度和角加速度來衡量傳動系各集中質(zhì)量部件的扭振強度大小，其中角加速度能夠更直接地反映剛體扭轉(zhuǎn)振動的運動規(guī)律，并且可以得到剛體受到的振動載荷，所受扭矩與角加速度有如下關(guān)系。
（4.1）
式中：M——扭矩，N·m；
J——轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；
ω——角速度，rad/s；
——角加速度，rad/s2。
由式（4.1）可知，在轉(zhuǎn)動慣量一定的情況下，扭矩與角加速度成正比，如果將扭矩看作是振動載荷，則振動載荷與角加速度成正比，角加速度即可直接反映出振動載荷。
在受迫扭振仿真中設(shè)置衰減率ξ表征DMF對振動的衰減，衰減率ξ的定義如式（4.2）所示。
（4.2）
式中：RMS（X0）——DMF初級飛輪輸入端穩(wěn)定后的角速度、角加速度或扭矩均方根值；
RMS（Xi）——DMF次級飛輪輸出端穩(wěn)定后的角速度、角加速度或扭矩均方根值。
值得注意的是，這里所說的穩(wěn)定是指一種近似的穩(wěn)定的狀態(tài)
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