汽車DMF雙質(zhì)量飛輪設(shè)計(jì)【含13張CAD圖紙+文檔】

資源目錄里展示的全都有預(yù)覽可以查看的噢，，下載就有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 題目： 基于減振特性分析的汽車DMF設(shè)計(jì) 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(hào): 學(xué)生姓名: 指導(dǎo)教師: 日 期: 72 摘 要 汽車整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)具有多個(gè)自由度，且質(zhì)量、剛度和阻尼的分布并不均勻，在運(yùn)行過(guò)程中會(huì)受到多種激勵(lì)的作用而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，從而產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，降低了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，影響行車安全和乘坐舒適性，所以對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的扭振，本次通過(guò)對(duì)雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計(jì)分析，以掌握設(shè)計(jì)方法，為實(shí)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(dòng)力傳動(dòng)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(duì)比分析了DMF和離合器從動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的低階模態(tài)頻率普遍較小，表明DMF可以更好地降低動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的動(dòng)力學(xué)模型，并針對(duì)怠速和行駛工況進(jìn)行動(dòng)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(shí)，分別在怠速、勻速行駛、加速行駛和制動(dòng)等四種工況下，對(duì)裝備有CTD和DMF的動(dòng)力傳動(dòng)系的減振性能進(jìn)行對(duì)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(duì)DMF的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)等3個(gè)變量進(jìn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)以進(jìn)行全因素虛擬仿真實(shí)驗(yàn)，得到了不同工況下優(yōu)化參數(shù)的取值；并對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行了仿真驗(yàn)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(jìn)行DMF的三維結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，為雙質(zhì)量飛輪的實(shí)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(dòng)力傳動(dòng)系； 扭轉(zhuǎn)振動(dòng)； 共振； 動(dòng)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(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)概述 1 1.2.1 國(guó)外研究現(xiàn)狀概述 1 1.2.2 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀概述 2 1.2.3 雙質(zhì)量飛輪發(fā)展趨勢(shì)概述 3 1.3 主要研究?jī)?nèi)容 4 2 雙質(zhì)量飛輪關(guān)鍵參數(shù)的初步設(shè)計(jì)與選擇 5 2.1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)設(shè)計(jì) 5 2.2 扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)設(shè)計(jì) 5 2.3 阻尼參數(shù)設(shè)計(jì) 6 3 整車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型的建立與分析 7 3.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系固有特性分析 9 3.2.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)方程 9 3.2.2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系固有特性分析 11 3.3 整車動(dòng)力傳動(dòng)系共振工況分析 19 3.3.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)系激勵(lì)扭矩 19 3.3.2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系共振工況分析 20 4 基于ADAMS的雙質(zhì)量飛輪動(dòng)力學(xué)仿真分析 21 4.1 基于ADAMS的整車動(dòng)力傳動(dòng)系建模 21 4.2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系自由振動(dòng)仿真分析 22 4.3 整車動(dòng)力傳動(dòng)系受迫振動(dòng)仿真分析 24 4.3.1 DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系仿真分析 24 4.3.2 CTD與DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系受迫振動(dòng)對(duì)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(yàn)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(yàn)結(jié)果分析 39 5.3 優(yōu)化前后的結(jié)果對(duì)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(jì) 45 6.1 雙質(zhì)量飛輪總體設(shè)計(jì)方案 45 6.2 長(zhǎng)弧形彈簧設(shè)計(jì) 46 6.2.1 彈簧各參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 47 6.2.2 彈簧強(qiáng)度檢驗(yàn) 50 6.3 初級(jí)飛輪與次級(jí)飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 51 6.3.1 初級(jí)飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 51 6.3.2 次級(jí)飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 53 6.4 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度校核 54 6.4.1 傳力板的強(qiáng)度校核 54 6.4.2 鉚釘?shù)膹?qiáng)度校核 56 結(jié)束語(yǔ) 57 參考文獻(xiàn) 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(shí)間中，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、扭矩和功率均得到了的提高，其動(dòng)力性越來(lái)越好，以此同時(shí)，人們對(duì)汽車其他使用性能的要求也越來(lái)越高，乘坐舒適性正是人們不斷追求的性能指標(biāo)之一。乘坐舒適性好的汽車，汽車運(yùn)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(yùn)轉(zhuǎn)不穩(wěn)定，會(huì)產(chǎn)生較大的振動(dòng)，駕駛員易疲憊，增大了行車危險(xiǎn)性，降低了零部件的強(qiáng)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(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是影響乘坐舒適性的一個(gè)重要因素，為降低動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振，傳統(tǒng)的解決方法是在離合器的從動(dòng)盤中采用扭轉(zhuǎn)減振器（Clutch Torsional Da-mper簡(jiǎn)稱CTD），近十幾年來(lái)發(fā)動(dòng)機(jī)功率不斷增大，受離合器從動(dòng)盤上有限空間的限制，從動(dòng)盤式扭轉(zhuǎn)減振器的局限性開始顯現(xiàn)[2][3]。 （1）整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率不能有效地避開常用轉(zhuǎn)速下的激勵(lì)頻帶； （2）離合器盤的相對(duì)轉(zhuǎn)角小，彈簧剛度不能進(jìn)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(jiǎn)稱DMF），與CTD相比，DMF最大的不同在于扭轉(zhuǎn)減振機(jī)構(gòu)的不同，DMF扭轉(zhuǎn)減振機(jī)構(gòu)具有足夠的布置空間，因而扭轉(zhuǎn)剛度可以設(shè)計(jì)的較小，再結(jié)合合理的主從動(dòng)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和阻尼參數(shù)的設(shè)計(jì)，低剛度的DMF可有效地減緩動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振[4][5]。 當(dāng)前國(guó)內(nèi)汽車保有量不斷增長(zhǎng)，為生產(chǎn)生活提供了很大的便利，同時(shí)，人們對(duì)汽車的使用性能也提出了嚴(yán)格的要求，而車輛的振動(dòng)和噪聲是一個(gè)不可忽略的問(wèn)題。雙質(zhì)量飛輪能夠有效的衰減動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，可以較好的衰減汽車振動(dòng)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(guó)產(chǎn)化還很不充分，一些專利權(quán)還掌握在外國(guó)廠商手中，因此，對(duì)雙質(zhì)量飛輪的研究與分析并掌握相關(guān)設(shè)計(jì)方法是非常有意義與必要的，這就是本設(shè)計(jì)的目的和意義所在。 最后，也通過(guò)此次畢業(yè)設(shè)計(jì)，將整個(gè)大學(xué)所學(xué)的知識(shí)作個(gè)整體回顧與綜合運(yùn)用，與實(shí)際的設(shè)計(jì)相結(jié)合，并為接下來(lái)的工作與學(xué)習(xí)奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)概述 1.2.1 國(guó)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(jì)八十年代中期，距今已有三十多年的歷史，作為整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的扭振與噪聲，使汽車減振技術(shù)有了一個(gè)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(dòng)機(jī)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(gè)飛躍[7]。1985年底，德國(guó)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(shí)該車被稱為“世界上最安靜的柴油機(jī)”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(píng)[5]。 從那時(shí)起，人們針對(duì)DMF開始了大量的研究，1987年，Sebulke研究了填充有同時(shí)具有潤(rùn)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(wèn)題[8]；1989年，德國(guó)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(gè)突破，它幾乎解決了所有雙質(zhì)量飛輪共振的問(wèn)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(shí)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(jī)構(gòu)限制了DMF的相對(duì)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(shí)，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(gè)新系統(tǒng)來(lái)進(jìn)行實(shí)時(shí)角度測(cè)量，實(shí)時(shí)地獲得DMF在摩擦曲線中的絕對(duì)角度位置，確定了噪聲和干擾的來(lái)源[13]；2004年，Sachs公司運(yùn)用拓?fù)鋵W(xué)的理論，提出了利用方法樹對(duì)影響DMF減振性能的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行了研究分析[14]。 2006年，LUK公司等研制出分段變剛度的DMF，實(shí)現(xiàn)了小扭轉(zhuǎn)角時(shí)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(dòng)機(jī)的振動(dòng)[16]；2009年，Schaper等人建立了包含兩個(gè)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(duì)雙質(zhì)量飛輪研究的不斷深入，DMF取得了較大的進(jìn)展，早在上個(gè)世紀(jì)九十年代，DMF產(chǎn)品已趨于成熟，西方汽車生產(chǎn)制造大國(guó)像德國(guó)、法國(guó)、美國(guó)等都對(duì)DMF產(chǎn)品進(jìn)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(lái)說(shuō)，不光是柴油發(fā)動(dòng)機(jī)汽車，汽油發(fā)動(dòng)機(jī)汽車也有規(guī)模化使用的趨勢(shì)。 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(tái)[5]。 1.2.2 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀概述 國(guó)內(nèi)汽車工業(yè)起步比較晚，較西方發(fā)達(dá)國(guó)家在DMF的研究開發(fā)上稍晚，在上個(gè)世紀(jì)九十年代中期，我國(guó)的一些高校、汽車公司等才開始涉足DMF領(lǐng)域，近幾年來(lái)也取得了不錯(cuò)的成績(jī)。 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(dá)式并進(jìn)行了理論探討，提出了該減振器的設(shè)計(jì)方法，實(shí)現(xiàn)了理想的非線性彈性特性[19]；次年，對(duì)周向短彈簧式（DMF-CSS）扭振減振器進(jìn)行機(jī)構(gòu)原理及其性能分析，研究扭轉(zhuǎn)減振器的多級(jí)非線性彈性特性，提出了該類型扭振減振器設(shè)計(jì)方法的若干要點(diǎn)[20]。 2009年，吉林大學(xué)的史文庫(kù)、龍巖等人對(duì)長(zhǎng)弧形彈簧雙質(zhì)量飛輪減振彈性結(jié)構(gòu)進(jìn)行創(chuàng)新設(shè)計(jì)，得到了三級(jí)剛度的減振器，并基于ADAMS對(duì)其減振性能進(jìn)行仿真和優(yōu)化分析，得到了設(shè)計(jì)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(jì)算，將利用摩擦實(shí)現(xiàn)增大轉(zhuǎn)矩和過(guò)載保護(hù)的理念引入雙質(zhì)量飛輪的設(shè)計(jì)，為高性能雙質(zhì)量飛輪的產(chǎn)品的開發(fā)提供了設(shè)計(jì)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(guò)改變初級(jí)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(shí)應(yīng)具有柔性特性和高扭矩大扭轉(zhuǎn)角時(shí)應(yīng)具有高反抗轉(zhuǎn)矩的要求[23]。 2014年，吉林大學(xué)的毛陽(yáng)、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(guò)靜態(tài)特性試驗(yàn)驗(yàn)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(duì)某周向長(zhǎng)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(jìn)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(dá)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(jí)扭轉(zhuǎn)剛度DMF的動(dòng)力學(xué)參數(shù)匹配和設(shè)計(jì)方法，并在匹配的的三級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度DMF的試驗(yàn)中獲得了較好的效果[2]。 近年來(lái)，我國(guó)的汽車工業(yè)得到了長(zhǎng)足的發(fā)展，整體技術(shù)有了長(zhǎng)足的進(jìn)步，針對(duì)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(jìn)行研發(fā)工作。不過(guò)，國(guó)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(cè)試研究領(lǐng)域，并沒(méi)有批量化地投入國(guó)內(nèi)汽車市場(chǎng)?？梢哉f(shuō)，中國(guó)的雙質(zhì)量飛輪技術(shù)還是落后于西方國(guó)家的，對(duì)雙質(zhì)量飛輪進(jìn)行研發(fā)并實(shí)現(xiàn)國(guó)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(shì)概述 隨著發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒控制技術(shù)的進(jìn)步成熟，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高；同時(shí)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(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振，這就對(duì)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(shì)如下。 （1）非線性扭矩特性 DMF的彈性特性和阻尼可隨發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)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(shí)需要小阻尼隔離振動(dòng)傳遞[6][24][27]。 （2）多級(jí)可變剛度 汽車在不同工況下對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系運(yùn)轉(zhuǎn)平順性考慮，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度級(jí)數(shù)越多越有利于整體減振，同時(shí)各級(jí)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(lái)的運(yùn)動(dòng)部件間的沖擊[6][21][27]。 1.3 主要研究?jī)?nèi)容 （1）雙質(zhì)量飛輪各項(xiàng)參數(shù)初選，按照以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行參數(shù)的初步設(shè)計(jì)，主要包括：轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)的設(shè)計(jì)、扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)的設(shè)計(jì)和阻尼參數(shù)的設(shè)計(jì)，以初步選取的參數(shù)進(jìn)行下一步的動(dòng)力學(xué)仿真分析。 （2）整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)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(jì)算并分析DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有特性（固有頻率與固有振型），然后，與CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有特性作比較，對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的受迫振動(dòng)仿真模型，其次，對(duì)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(jìn)行對(duì)比，對(duì)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(duì)DMF的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分配系數(shù)、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)3個(gè)關(guān)鍵優(yōu)化變量進(jìn)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(jì)奠定基礎(chǔ)。 （4）雙質(zhì)量飛輪具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，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(duì)弧形彈簧進(jìn)行設(shè)計(jì)，確定彈簧的各項(xiàng)參數(shù)；然后，利用CATIA對(duì)雙質(zhì)量飛輪其他結(jié)構(gòu)進(jìn)行三維建模，最后，將所有的三維模型進(jìn)行裝配，完成雙質(zhì)量飛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。  2 雙質(zhì)量飛輪關(guān)鍵參數(shù)的初步設(shè)計(jì)與選擇 本設(shè)計(jì)以某乘用車為例展開，額定功率：120 kW，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速：5000 r/min；最大扭矩：250 N·m，對(duì)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(jí)扭轉(zhuǎn)剛度的周向長(zhǎng)弧形螺旋彈簧雙質(zhì)量飛輪。 2.1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)設(shè)計(jì) 主動(dòng)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J1和從動(dòng)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J2之和應(yīng)等于原飛輪總成的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J0，而且J1與J2的比值會(huì)影響DMF自身扭轉(zhuǎn)振動(dòng)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(shí)，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(jì)選取的車型而言，原飛輪總成的轉(zhuǎn)動(dòng)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(jì) 本次設(shè)計(jì)選取具有雙級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度特性的周向長(zhǎng)弧形雙質(zhì)量飛輪，第一級(jí)為怠速級(jí)，第二級(jí)為行駛級(jí)。 （1）第一級(jí)極限扭矩Mt1與轉(zhuǎn)角θt1的選取 第一級(jí)是為了控制怠速工況下動(dòng)力總成的扭振，怠速時(shí)DMF所傳遞的扭矩不大，對(duì)于此次設(shè)計(jì)的車型，Mt1=20N·m；對(duì)于轉(zhuǎn)角θt1，可參考CTD的設(shè)計(jì)規(guī)則進(jìn)行初步選取（5o~6o），這里選取6o，則第一級(jí)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(jí)要控制正常行駛工況下動(dòng)力總成的扭振，故需要結(jié)合極限工作扭矩Mj設(shè)計(jì)，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(chǔ)備系數(shù)ξ，有 （2.2） Memax為發(fā)動(dòng)機(jī)額定輸出扭矩，而ξ可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取，對(duì)于轎車和輕型車[21]，ξ=1.25~1.75，本次設(shè)計(jì)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(jí)扭轉(zhuǎn)剛度k2為 （2.3） 取整后，得k2=540 N·m/rad。 周向長(zhǎng)弧形雙質(zhì)量飛輪的減振器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖見(jiàn)下圖2.1，由兩對(duì)內(nèi)外長(zhǎng)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(zhǎng)弧形螺旋彈簧減振器結(jié)構(gòu) 圖中：kp1——內(nèi)層長(zhǎng)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(jí)扭轉(zhuǎn)剛度后，即可得出各個(gè)弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度，并進(jìn)行后面的弧形彈簧設(shè)計(jì)工作。 2.3 阻尼參數(shù)設(shè)計(jì) 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)采用粘性阻尼的設(shè)計(jì)方法，阻尼系數(shù)c取決于彈簧腔內(nèi)的潤(rùn)滑油脂的特性，一般由實(shí)驗(yàn)或經(jīng)驗(yàn)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(xiàng)初選的參數(shù)，可以將其添加到整車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振模型中，并進(jìn)行固有特性的分析。  3 整車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型的建立與分析 3.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)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(jìn)行DMF行駛工況下的整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)慣量就平分在一側(cè)活塞連桿機(jī)構(gòu)和另一側(cè)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量上； （4）忽略小阻尼對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型 圖中：J1——發(fā)動(dòng)機(jī)附件、橡膠扭轉(zhuǎn)減振器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和； J2——減振器內(nèi)環(huán)與曲軸自由端轉(zhuǎn)動(dòng)的一半之和； J3~J6——各活塞連桿機(jī)構(gòu)及曲軸段的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； J7——初級(jí)與曲軸飛輪端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量一半之和； J8——次級(jí)飛輪、離合器總成及變速器輸入軸一半轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和； J9——變速器輸入軸一半與變速器第1軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和； J10——變速器中間軸和輸出軸的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； J11——傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； J12——主減速器傳動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； J13——差速器與半軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量一半之和； J14——半軸一半和車輪轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和；J8換為，表示離合器從動(dòng)盤總成及變速器輸入軸一半轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和；k7換為，表示CTD的扭轉(zhuǎn)剛度，以上各項(xiàng)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(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型參數(shù) 項(xiàng)目 數(shù)值 （kg·m2） 項(xiàng)目 數(shù)值 （kg·m2） 項(xiàng)目 數(shù)值（N·m/rad） 項(xiàng)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(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)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(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系固有特性分析 3.2.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)方程 （1）行駛工況 運(yùn)用達(dá)朗貝爾原理，列寫上文圖3.1扭振模型的動(dòng)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(lì)力矩。 動(dòng)力傳動(dòng)系阻尼較小，故忽略阻尼的影響。 設(shè)整車動(dòng)力傳動(dòng)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(gè)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(duì)于怠速工況，運(yùn)用達(dá)朗貝爾原理列寫上文圖3.2的動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系固有特性分析 欲求解整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有特性，即在激勵(lì)扭矩矩陣M=0的情況下，計(jì)算固有圓頻率ω和固有頻率f以及固有振型。由于轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣J為對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的固有特性的計(jì)算就可轉(zhuǎn)化為求矩陣B的特征值和特征向量的問(wèn)題，其中，矩陣B的特征值為整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有圓頻率ω的平方，特征向量為整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)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(jì)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(dòng)力傳動(dòng)系的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣J和剛度矩陣K分別輸入MATLAB中進(jìn)行求解，可得到怠速工況下整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系固有頻率對(duì)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(duì)比，現(xiàn)將DMF與CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系前5階的固有頻率進(jìn)行對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率對(duì)比 通過(guò)對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)，怠速工況下，裝備有DMF的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的前6階固有頻率基本上小于裝備有CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)機(jī)在啟動(dòng)和停車過(guò)程中的振動(dòng)噪聲。 （2）行駛工況 將DMF與CTD的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣J和剛度矩陣K分別輸入MATLAB中進(jìn)行求解，可得到行駛工況下整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率見(jiàn)，如表3.3所示。 表3.3 行駛工況下DMF與CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率對(duì)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(duì)比，現(xiàn)將DMF與CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系前8階的固有頻率進(jìn)行對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率對(duì)比 通過(guò)對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)，在行駛工況下，裝備有DMF的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的前8階固有頻率基本上小于裝備有CTD的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率，特別是第2、4階，但對(duì)高階影響不大。因此，可以知道：DMF降低了整車動(dòng)力傳動(dòng)系低階模態(tài)的固有頻率，降低了發(fā)動(dòng)機(jī)的共振轉(zhuǎn)速，可減緩由CTD帶來(lái)的系統(tǒng)共振問(wèn)題，使發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)力傳動(dòng)系固有振型對(duì)比 用MATLAB求解矩陣J-1K的特征向量即為整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的固有振型對(duì)比如表3.4所示。 階次 固有頻率/Hz 固有振型對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的離合器從動(dòng)部分以及變速器輸入軸的振幅較大，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dá)50%左右，同時(shí)，也增大了發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的振幅；3階模態(tài)下，裝備有CTD的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的曲軸扭轉(zhuǎn)減振器和發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系的固有振型對(duì)比如表3.5所示。 表3.5 行駛工況下CTD和DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系固有振型對(duì)比 階次 固有頻率/Hz 固有振型對(duì)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(dá)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(duì)比說(shuō)明：1階模態(tài)下，相較于CTD，使用DMF后，雖稍增大了發(fā)動(dòng)機(jī)部分的振動(dòng)幅度，但減小了變速箱、傳動(dòng)軸、主減速器和差速器的振幅，對(duì)底盤部分有益；2階模態(tài)下，使用DMF減輕了發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)部分的振動(dòng)幾乎為0，也大幅減小了變速器、傳動(dòng)軸和主減速器部分的振幅，但加劇了車輪的振動(dòng)；4階模態(tài)下，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)。 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(diǎn)一般位于發(fā)動(dòng)機(jī)后部的底盤傳動(dòng)系上，如第3階模態(tài)的節(jié)點(diǎn)就位于主動(dòng)飛輪和從動(dòng)飛輪間，低階模態(tài)下，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)特性與傳動(dòng)系的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度有關(guān)，而與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度特性無(wú)關(guān)，這種振動(dòng)特性屬于低頻范疇扭振特性[30]。 為改善整車動(dòng)力傳動(dòng)系的低頻范疇扭振特性，一般從改善底盤傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)參數(shù)入手，如改變轉(zhuǎn)動(dòng)慣量比、改變扭轉(zhuǎn)剛度等，以使得底盤傳動(dòng)部分的振幅減小，并使動(dòng)力傳動(dòng)系的共振轉(zhuǎn)速降低到發(fā)動(dòng)機(jī)通用轉(zhuǎn)速以下。 3.3 整車動(dòng)力傳動(dòng)系共振工況分析 3.3.1 整車動(dòng)力傳動(dòng)系激勵(lì)扭矩 在汽車運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，動(dòng)力傳動(dòng)系會(huì)受到很多激勵(lì)源的振動(dòng)激勵(lì)，但對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系扭振影響最大的扭振激勵(lì)來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)，其中，由氣體燃燒爆發(fā)壓力和運(yùn)動(dòng)部件的往復(fù)慣性力對(duì)曲軸產(chǎn)生的周期性變化的力矩始終是發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭振的主要激勵(lì)源。 單個(gè)氣缸對(duì)曲軸產(chǎn)生的激勵(lì)力矩Mg可展開為傅里葉級(jí)數(shù)的形式，有 （3.17） 式中：M0——單個(gè)氣缸的平均激勵(lì)力矩； γ——諧波數(shù)； Mγ——γ階簡(jiǎn)諧分量； ω——曲軸角速度； αγ——γ階簡(jiǎn)諧分量的初始相位。 M0只是使曲軸勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，而各γ階不同頻率的簡(jiǎn)諧分量Mγ之和才會(huì)使曲軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。 對(duì)于多缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，激勵(lì)力矩的相位與諧波數(shù)γ有很大關(guān)系，而相位會(huì)影響各激勵(lì)的矢量合成，4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)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(dòng)機(jī)激勵(lì)扭矩相位 對(duì)于4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，如果發(fā)火次序?yàn)?-3-4-2，則總的激勵(lì)扭矩可表示為各缸激勵(lì)扭矩之和，如式（3.18）所示。 （3.18） 由式（3.18）可以知道，對(duì)于4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，如果γ=2,4,6 …，激勵(lì)扭矩會(huì)進(jìn)行矢量疊加，使得激勵(lì)急劇增大，這可以從上圖3.5中看出。 對(duì)于4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，低階激勵(lì)扭矩的幅值較大，而高階激勵(lì)扭矩的幅值較小，在工程計(jì)算分析中可以忽略，其中2階簡(jiǎn)諧分量引起的動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振往往是最重要的。 3.3.2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系共振工況分析 結(jié)合上文分析，當(dāng)4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)簡(jiǎn)諧扭矩的諧波數(shù)γ=2,4,6 …時(shí)，γ稱為主諧波，對(duì)應(yīng)的頻率稱為主諧波激勵(lì)頻率fγ，當(dāng)主諧波頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率相等時(shí)，系統(tǒng)會(huì)發(fā)生嚴(yán)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(dòng)力傳動(dòng)系發(fā)生共振時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。 發(fā)動(dòng)機(jī)較低階次的主諧量是引起動(dòng)力傳動(dòng)系扭振最重要的激勵(lì)扭矩諧量，在此次設(shè)計(jì)的車型，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)力傳動(dòng)系的主諧波激勵(lì)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(lì)頻率為26.67 Hz~666.67 Hz的范圍內(nèi)，CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系有7個(gè)階次的固有頻率落在激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系有6個(gè)階次的固有頻率落在激勵(lì)頻率的范圍內(nèi)，由此可見(jiàn)，DMF相較于CTD減小了動(dòng)力傳動(dòng)系共振的幾率，有利于動(dòng)力傳動(dòng)系的減振；同時(shí)，對(duì)于落在以上激勵(lì)頻率范圍內(nèi)的固有頻率，DMF動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率均比CTD動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率要小，這樣DMF使發(fā)動(dòng)機(jī)共振轉(zhuǎn)速降低，可以更好地跨越整車動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)力學(xué)仿真分析 此次設(shè)計(jì)只考慮簡(jiǎn)諧分量對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系的激勵(lì)扭振，并假設(shè)汽車工況為穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況，為方便分析，這里只選取簡(jiǎn)諧分量較大的低階諧次，按照相關(guān)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，本設(shè)計(jì)選取2階簡(jiǎn)諧分量[2]。 在行駛工況下，選取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3000 r/min的常用轉(zhuǎn)速運(yùn)行工況，曲軸角速度ω=314.16 rad/s，按照相關(guān)的實(shí)際文獻(xiàn)數(shù)據(jù)[31]，取單缸2階簡(jiǎn)諧激勵(lì)扭矩=；怠速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為800 r/min，曲軸角速度ω=83.78 rad/s，取單缸2階簡(jiǎn)諧激勵(lì)扭矩。 4.1 基于ADAMS的整車動(dòng)力傳動(dòng)系建模 在ADAMS/View交互界面，將動(dòng)力傳動(dòng)系各模塊簡(jiǎn)化為等轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的質(zhì)量圓盤，并建立質(zhì)量轉(zhuǎn)動(dòng)圓盤，各質(zhì)量圓盤通過(guò)鉸接轉(zhuǎn)動(dòng)副（Revolute Joint）與大地（Ground）相接，保證各質(zhì)量圓盤只有一個(gè)繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，各質(zhì)量圓盤通過(guò)扭轉(zhuǎn)彈簧（Torsion Spring）互相連接來(lái)傳遞扭矩，扭轉(zhuǎn)彈簧的主動(dòng)物體（Action Body）為扭矩輸入對(duì)象，從動(dòng)物體（Rection Body）為扭矩輸出對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系9自由度扭振模型 對(duì)于匹配的CTD整車動(dòng)力傳動(dòng)系與DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)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(duì)CTD扭振系統(tǒng)分析時(shí)，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(dòng)力傳動(dòng)系14自由度扭振模型 4.2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系自由振動(dòng)仿真分析 利用ADAMS的Vibration模塊可以進(jìn)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(jì)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(wú)阻尼固有頻率仿真值（Hz） 阻尼比 實(shí)部 虛部 無(wú)阻尼固有頻率計(jì)算值（Hz） 相對(duì)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(shí)部小于0，模態(tài)振型收斂，模態(tài)穩(wěn)定，無(wú)阻尼固有頻率仿真值和無(wú)阻尼固有頻率計(jì)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(zhǔn)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(wú)阻尼固有頻率仿真值（Hz） 阻尼比 實(shí)部 虛部 無(wú)阻尼固有頻率計(jì)算值（Hz） 相對(duì)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(dòng)力傳動(dòng)系的一種特殊振型——零節(jié)點(diǎn)振動(dòng)，它不產(chǎn)生軸段附加應(yīng)力。從第3階開始為系統(tǒng)的實(shí)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(shí)部小于0，模態(tài)振型收斂，模態(tài)穩(wěn)定，無(wú)阻尼固有頻率仿真值和無(wú)阻尼固有頻率計(jì)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(zhǔn)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(dòng)力傳動(dòng)系受迫振動(dòng)仿真分析 4.3.1 DMF整車動(dòng)力傳動(dòng)系仿真分析 在研究動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)時(shí)，常用剛體元件的角速度和角加速度來(lái)衡量傳動(dòng)系各集中質(zhì)量部件的扭振強(qiáng)度大小，其中角加速度能夠更直接地反映剛體扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，并且可以得到剛體受到的振動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)載荷，則振動(dòng)載荷與角加速度成正比，角加速度即可直接反映出振動(dòng)載荷。 在受迫扭振仿真中設(shè)置衰減率ξ表征DMF對(duì)振動(dòng)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(jí)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(jí)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(shuō)的穩(wěn)定是指一種近似的穩(wěn)定的狀態(tài)