扭振性能

扭振性能（共7篇）

扭振性能 篇1

0 引言

汽车动力传动系是一个多自由度扭转振动系

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[2,3]。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 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 2.启动齿圈 3.滑块及减振弹簧 4.驱动盘 5.弹簧腔盖板 6.摩擦盘 7.离合器从动盘 8.离合器压盘

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;θ1、θ2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 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:①气缸内燃气爆发压力产生的干扰力矩;②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+∑Mγsin (γ ωet+ψγ) (1)

式中, M0为平均扭矩, N·m;Mγ为γ阶简谐力矩的幅值, N·m;ωe为发动机角速度, rad/s;ψγ为γ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 (0.5ωe、1.0ωe、1.5ωe、2.0ωe、2.5ωe、…) 时在发动机一个工作循环中的各阶相位图 (图2) [5]。

从图2中可以看出, 当γ=2.0, 4.0, 6.0, …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机其主谐量是2.0ωe。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γ分别为2.0、4.0、6.0时扭振激励的表达式为

M=M2sin[2π (2n/60) t]+M4sin[2π (4n/60) t]+

M6sin[2π (6n/60) t] (2)

式中, n为发动机转速, r/min;t为时间, s。

3 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[5,6]。

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。

该模型的动力学方程组矩阵表达式为

$\mathit{J}\ddot{\mathit{\theta }}+\mathit{{\rm K}}\mathit{\theta }=0$ (3)

式中, J为惯量矩阵;K为刚度矩阵;$\ddot{\mathit{\theta }}$为转角加速度向量;θ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、三阶固有频率有引起共振的危险[7], 因此, 在图4中只对这两阶固有特性进行分析比较。图4横坐标的编号为图3中传动系扭振分析模型的相应等效转动惯量盘, 纵坐标为不同固有频率的振型中对应各惯量盘转角正则化偏移量。

从图4可以看出, 当汽车动力传动系采用双质量飞轮扭振减振器后, 降低了系统这两阶固有振动频率, 固有振型亦发生了改变。

通过共振工况分析可知, 汽车动力传动系发生共振需满足两个条件:①在发动机工作转速范围内, 输出扭矩主谐量频率值接近传动系的某一阶固有频率值;②对应于该阶固有频率的固有振型, 在发动机处的振幅不为零。因此, 在该传动系采用双质量飞轮扭振减振器后, 其第三阶固有频率降为24.2Hz, 避免了原传动系第三阶固有频率下的共振工况, 消除了传动系在发动机常用工作转速范围内的共振。

3.2怠速工况下动力传动系固有振动特性分析

在怠速工况下, 离合器处于接合状态, 变速器挂空挡, 发动机空转, 汽车静止不动, 此时模型中只包括发动机、离合器和变速器的部分零部件, 可在图3所示的行驶工况下传动系模型中进行简化得到怠速工况下动力传动系模型, 即用表1中的惯量J′4代替J4, 并去掉图3中J4后面部分惯量。

发动机怠速运行时, 转速低, 扭矩波动大, 极易产生怠速振动和噪声, 因此对传动系怠速工况下振动噪声的控制一直是汽车振动噪声控制技术的重要组成部分, 是减振器设计匹配过程中首先要考虑的问题。其主要手段就是通过改变刚度和质量来调谐怠速工况下传动系的固有频率, 使系统的一阶固有频率低于发动机怠速所对应的主谐振频率。

利用MATLAB获得系统固有特性来分析采用离合器从动盘式和双质量飞轮扭振减振器前后对汽车动力传动系怠速工况扭振固有特性的影响。图5是怠速工况下传动系固有振动特性比较。

从图5中可看出, 在传动系中采用双质量飞轮扭振减振器后, 使怠速工况下一阶固有频率从原来的78.36Hz降至9.10Hz, 所对应的共振转速为273r/min, 远低于发动机怠速转速800r/min, 因此不会被发动机输出扭矩波动的主谐量激起强烈振动, 从而有效地解决了动力传动系怠速振动及噪声问题。对于固有振型, 采用双质量飞轮扭振减振器前后, 各阶固有振型的形状无明显变化, 只是各阶振型幅值大小有所差别。

4 传动系受迫振动响应分析

4.1受迫振动仿真分析模型的建立

对汽车动力传动系进行受迫振动响应分析, 是对扭振减振器性能参数进行设计匹配所不可缺少的重要环节。由于阻尼对振动系统的响应振幅有明显的衰减作用, 因此在建立动力传动系的受迫振动响应分析模型时, 要在固有振动特性仿真模型的基础上加入激励和阻尼。此时模型的动力学方程为

$\mathit{J}\ddot{\mathit{\theta }}+\mathit{c}\dot{\mathit{\theta }}+\mathit{{\rm K}}\mathit{\theta }=\mathit{{\rm T}}$ (4)

式中, c为阻尼矩阵;$\dot{\mathit{\theta }}$为转角速度向量;T为输入力向量。

4.2受迫振动响应分析

4.2.1 行驶工况下传动系受迫振动响应分析

为了研究双质量飞轮在发动机工作转速范围内的减振性能, 在1000～3000r/min的区间内平均取20个转速, 并利用式 (2) 获得各转速对应的扭矩激励, 进行受迫振动响应分析, 比较J4处的角加速度幅值, 如图6所示。

1.从动盘式减振器 2.双质量飞轮减振器

从图6可以看出, 双质量飞轮减振器在整个转速范围内较离合器从动盘式扭振减振器都有很好的减振效果。

4.2.2 怠速工况受迫振动响应分析

将所研究车型的怠速转速800r/min代入式 (2) 便获得扭矩激励, 在怠速工况下对分别装有离合器从动盘式扭振减振器和双质量飞轮扭振减振器的动力学模型进行受迫振动响应分析。图7是J′4处角加速度响应曲线比较。

1.从动盘式减振器 2.双质量飞轮减振器

从对图7中响应曲线的对比可以看出, 采用双质量飞轮扭振减振器后, 对怠速工况下扭振激励的隔振效果明显优于离合器从动盘式扭振减振器。

5 双质量飞轮减振器参数设计匹配

5.1设计变量及目标函数

设计变量为双质量飞轮扭振减振器的三个性能参数:①两飞轮的转动惯量比I2/I1;②双质量飞轮扭转减振器的扭转刚度K;③双质量飞轮扭转减振器的阻尼参数c。

目标函数为稳态工况下J4处扭转振动的角加速度波动幅值:

$A=\frac{\ddot{{\displaystyle \phi }}{}_{\max .J{}_4}-\ddot{{\displaystyle \phi }}{}_{\min .J{}_4}}{2}$ (5)

式中, $\ddot{{\displaystyle \phi }}$为角加速度。

根据扭振减振器的设计方法[7]及结构设计特点, 提出以下约束条件:

式中, I0为减振器的总转动惯量。

5.2惯量比对减振性能的影响及设计匹配

以两飞轮的转动惯量比为设计变量, 根据结构设计特点, 初步确定其取值范围0.5～4.0, 以稳态工况下J4处扭振角加速度幅值作为目标函数进行仿真分析。图8为J4处扭振角加速度幅值随转动惯量比的变化关系曲线。

从图8可以看出, 对于所研究车型当两飞轮惯量比在0.9～1.2区间时, 对扭矩波动的隔振效果最好, 使得J4处角加速度的波动幅值达到最小, 因此在确定两飞轮惯量比时应将其控制在这一范围内。

5.3扭转刚度对减振性能的影响及设计匹配

以扭转刚度为设计变量, 根据发动机输出扭矩及减振器的结构设计要求, 初步确定其取值范围是 (3～11) ×104 (N·cm/rad) , 以稳态工况下J4处扭振角加速度幅值为目标函数进行仿真分析。图9为J4处扭振角加速度幅值随扭转刚度的变化关系曲线。

从图9可以看出, J4处角加速度幅值随扭转刚度的增加而增大, 所以, 扭转刚度参数的选取原则就是在满足传递极限转矩、极限转角以及避开共振的前提下, 应尽量取小值。

5.4阻尼对减振性能的影响及设计匹配

以阻尼参数为设计变量, 参考国内外文献对离合器扭振减振器阻尼参数的选取范围, 确定双质量飞轮减振器摩擦扭矩的取值范围为 (0.03～0.15) Temax, 其中, Temax为发动机最大扭矩, 以稳态工况下J4处扭振角加速度幅值为测量值进行仿真分析。图10为J4处扭振角加速度幅值随阻尼参数的变化关系曲线。

图10表明, J4处角加速度幅值随阻尼的增加而增大。由机械振动原理知, 阻尼在振动系统的共振区内对振幅有很好的衰减作用, 而在非共振区内, 阻尼的增加会使振动的传递率增加。由于该传动系匹配双质量飞轮扭振减振器后, 使得传动系在怠速工况以及发动机常用工作转速范围内不会产生严重的共振工况, 在这种情况下阻尼的增加将不利于对传动系扭振的控制。然而, 为了迅速衰减因冲击而产生的瞬态扭振, 以及发动机启动过程中经过一阶共振频率时产生的共振, 又需要有一定的阻尼。因此在确定阻尼参数时要综合权衡。

6 结论

(1) 利用通过三维实体建模、试验和计算获取所研究车型动力传动系动力学参数, 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。

(2) 分析比较了在动力传动系中分别安装离合器从动盘式和双质量飞轮式扭振减振器时的固有振动特性, 结果表明在动力传动系中安装双质量飞轮减振器后可有效降低怠速工况下的一阶固有振动频率, 调谐并降低行驶工况下的主要固有振动频率, 从而使动力传动系的固有振动特性显著改善。

(3) 分析对比了在发动机气缸内燃气爆发压力产生的干扰力矩激励下, 在动力传动系统中分别安装离合器从动盘式和双质量飞轮式扭振减振器时的受迫振动响应特性, 结果表明在动力传动系中安装双质量飞轮减振器后可有效降低怠速和行驶工况下传动系统中角加速度响应幅值, 从而有效降低传动系的扭振动载荷。

(4) 以J4处的扭振角加速度幅值作为目标函数, 以双质量飞轮扭振减振器的两飞轮惯量比、扭转刚度和扭转阻尼作为设计变量, 对所研究车型的双质量飞轮扭振减振器的动力学参数进行了设计匹配, 研究了双质量飞轮扭振减振器主要参数对减振性能影响, 给出了各性能参数的选取原则。

参考文献

[1]Kobayashl K.Consideration of a New Type Two Mass Flywheel[J].SAE Paper, 911059.

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[7]徐石安.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社, 2005.

扭振性能 篇2

德国Luk公司研制并不断发展完善的周向长弧形螺旋弹簧式双质量飞轮扭振减振器 (DMF-CS减振器) 是目前世界上最具有代表性的双质量飞轮式扭振减振器。DMF-CS减振器具有较大转角 (一般在45°以上) , 能较好地解决在有限设计空间内实现减振器低扭转刚度的问题, 其优良的隔振性能已在大量试验研究和实际应用中得到证实[1,2,3,4]。随着大功率发动机的广泛使用和人们对乘坐舒适性要求的不断提高, 对扭振减振器的隔振性能有了更高的要求[5,6]。离心摆式DMF-CS扭振减振器正是为满足这一需求而研制的。

离心摆式减振器已经存在数十年, 在航空领域得到了广泛应用。摆的安装空间的局限性及发动机运行工况的复杂性限制了离心摆式减振器在汽车工业中的应用[7]。2008年, LuK公司成功找到离心摆式减振器与传动系组合成一体的可行方法——将离心摆式减振器与DMF-CS减振器结合在一起, 形成离心摆式DMF-CS减振器。其中, DMF-CS减振器能够衰减发动机所有阶次激励的振动;离心摆式减振器通过适当的调整能有选择地吸收发动机主要阶次的振动, 甚至能阻止大高扭矩发动机扭矩波动的传递, 以确保最佳的乘坐舒适性。首批离心摆式DMF-CS减振器已进入批量生产阶段[7]。

1 离心摆式DMF-CS减振器结构分析

离心摆式DMF-CS减振器有两种结构方案:一种是将离心摆安装在第一飞轮上, 另一种是将离心摆安装在第二飞轮上, 如图1所示[8]。当离心摆安装在第一飞轮上时, 离心摆可同时对作用在发动机附件上的激励起到抑制作用, 但离心摆所需的质量较大 (3～5kg) , 占用的空间也较大, 这也是阻碍其在车辆上应用的主要原因;当离心摆安装在第二飞轮上时, 它不能对作用在发动机附件上的激励起作用, 但离心摆的质量可降到1kg左右, 从而使其布置在有限的空间内成为可能。

图2所示为LuK公司目前生产的离心摆式DMF-CS减振器[1]。基本结构与普通的DMF-CS减振器结构相同, 由第一飞轮总成、第二飞轮总成及其之间的弹簧阻尼机构三部分组成。离心摆的数量通常为4个, 每个摆由2片相同形状的扇形金属薄板通过铆接组成。离心摆紧凑地均布在传力板上, 传力板与第二飞轮固连在一起, 离心摆相当于安装在第二飞轮上。在传力板和离心摆上分别开有两个弧形滑道, 离心摆通过弧形滑道内的滚柱体与传力板活动连接, 滚柱体直径略小于弧形滑道宽度, 如图3所示。弧形滑道的作用主要是对离心摆进行导向和限位, 防止启动、熄火等转速突变工况下离心摆对飞轮产生较大冲击。

减振器平稳运行时, 离心摆与传力板的相对关系如图3所示。当转速发生波动时, 离心摆与传力板之间将出现角度差, 滚柱体在离心摆的“拖拽”作用下沿弧形滑道产生往复运动直至摆与传力板转速相同, 从而实现振动衰减。离心摆与传力板组成的系统实质上是图4a所示的挂摆式减振器, 图4b所示为挂摆式减振器的等效机构。在图4b中, 假想中间位置cc′处有一无质量杆连接着质量为m的单摆, c′点相对于c点做摆动。图3和图4中, r为离心摆悬挂点a、b到飞轮旋转轴o的距离;D1、D2分别是传力板和离心摆滑道的内圆弧直径;d为滚柱体直径, 摆长l=D1/2+D2/2-d。

2 离心摆的隔振研究

若离心摆的质心位置p点与c′点重合, 则可将图4b进一步简化为图5所示的模型。当第二飞轮以等速ω做回转运动时, 离心摆正处在oc的径向延长线上, 系统处于稳定运转状态。发动机输出的扭矩总是波动的, 当扭矩波动由第一飞轮经过DMF-CS减振器传到第二飞轮后, 其振动幅值会降低但仍会引起第二飞轮的轻微波动, 此时离心摆的振动转角为ϕ、第二飞轮的相应角速度$\text{为}\dot{\theta }$。

2.1 运动微分方程的建立

为便于公式推导, 不考虑离心摆在连接点c处摩擦力矩和重力作用的影响, 研究离心摆和第二飞轮运转过程中的振动问题。设第二飞轮总成的转动惯量为J, 其动能为${\rm T}{}_J=\frac{1}{2}J\dot{\theta }{}^2$。离心摆的质量为m, 其坐标为

$\begin{array}{l}x=r\text{c}\text{o}\text{s}\theta +l\text{c}\text{o}\text{s}(\text{ϕ}+\theta )\\ y=r\text{s}\text{i}\text{n}\theta +l\text{s}\text{i}\text{n}(\text{ϕ}+\theta )\end{array}\}(1)$

所以

$\begin{array}{l}\dot{x}=-r\cdot \dot{\theta }\sin \theta -l(\dot{\text{ϕ}}+\dot{\theta })\sin (\text{ϕ}+\theta )\\ \dot{y}=r\cdot \dot{\theta }\cos \theta +l(\dot{\text{ϕ}}+\dot{\theta })\cos (\text{ϕ}+\theta )\end{array}\}$

故质点m的合成速度为

$v{}^2=\dot{x}{}^2+\dot{y}{}^2=r{}^2\dot{\theta }{}^2+2rl\dot{\theta }(\dot{\text{ϕ}}+\dot{\theta })\cos \text{ϕ}+l{}^2(\dot{\text{ϕ}}+\dot{\theta }){}^2$

离心摆和第二飞轮的总动能为

${\rm T}=\frac{1}{2}J\dot{\theta }{}^2+\frac{1}{2}mv{}^2(2)$

拉格朗日方程的表达式为

$\frac{\text{d}}{\text{d}t}(\frac{\partial {\rm T}}{\partial \dot{q}})-\frac{\partial {\rm T}}{\partial q}={\rm M}{}_q$

式中, q为广义坐标ϕ、θ;Mq为广义力。

将式 (2) 代入拉格朗日方程可得

$\begin{array}{l}mrl\ddot{\theta }\cos \text{ϕ}-mrl\dot{\theta }\dot{\text{ϕ}}\sin \text{ϕ}+ml{}^2(\ddot{\text{ϕ}}+\ddot{\theta })+\\ mrl\dot{\theta }(\dot{\text{ϕ}}+\dot{\theta })\sin \text{ϕ}=0(3)\end{array}$

$J\ddot{\theta }+m(r+l){}^2\ddot{\theta }+ml(r+l)\ddot{\text{ϕ}}-mrl(\dot{\text{ϕ}}+2\dot{\theta })\dot{\text{ϕ}}\text{ϕ}=0(4)$

由于摆角较小, 故cos ϕ≈1, sin ϕ≈ϕ。对微小振动来说, 式 (4) 的最后一项$mrl(\dot{\text{ϕ}}+2\dot{\theta })\dot{\text{ϕ}}\text{ϕ}$可以忽略不计[8]。将式 (3) 、式 (4) 简化, 得到离心摆的运动微分方程为

$l(\ddot{\text{ϕ}}+\ddot{\theta })+r\ddot{\theta }+r\dot{\theta }{}^2\text{ϕ}=0(5)$

第二飞轮总成的运动微分方程为

$J\ddot{\theta }+m(r+l){}^2\ddot{\theta }+ml(r+l)\ddot{\text{ϕ}}=0(6)$

但多数情况下, 离心摆的质心位置p点与c′点不重合。设p、c′点间距为e, 可将离心摆简化为图6所示的模型。离心摆的质心坐标为

$\begin{array}{l}x=r\text{c}\text{o}\text{s}\theta +l\text{c}\text{o}\text{s}(\text{ϕ}+\theta )+e\text{c}\text{o}\text{s}\theta \\ y=r\text{s}\text{i}\text{n}\theta +l\text{s}\text{i}\text{n}(\text{ϕ}+\theta )+e\text{s}\text{i}\text{n}\theta \end{array}\}(7)$

重复上述计算过程, 分别求得离心摆和第二飞轮的运动微分方程为

$l(\ddot{\text{ϕ}}+\ddot{\theta })+(r+e)\ddot{\theta }+(r+e)\dot{\theta }{}^2\text{ϕ}=0(8)$

$J\ddot{\theta }+m(r+e+l){}^2\ddot{\theta }+ml(r+e+l)\ddot{\text{ϕ}}=0(9)$

若e=0, 式 (8) 、式 (9) 即为式 (5) 、式 (6) 。

2.2 固有频率计算

令J0=J+m (r+e+l) 2, 由式 (8) 及式 (9) 消去$\ddot{\theta }‚$可得

$\frac{J}{J{}_0}\ddot{\text{ϕ}}+\frac{(r+e)\omega {}^2}{l}\text{ϕ}=0(10)$

由式 (10) 可知, 离心摆 (摆角ϕ) 做简谐运动, 其固有频率为

$f{}_{\text{p}}=\frac{\omega }{2\text{π}}\sqrt{\frac{(r+e)J{}_0}{lJ}}(11)$

式 (11) 表明, 离心摆式减振器的固有频率fp与第二飞轮总成在稳定运转中的角速度ω成正比。这为设计离心摆式DMF-CS减振器奠定了理论基础[9,10]。

2.3 离心摆的隔振原理研究

假设作用于第二飞轮总成上的干扰力矩为Asin γ ω t, 则该系统的运动微分方程便由式 (8) 和式 (9) 直接改写如下:

$(r+e+l)\ddot{\theta }+l\ddot{\text{ϕ}}+(r+e)\dot{\theta }{}^2\text{ϕ}=0(12)$

$J{}_0\ddot{\theta }+ml(r+e+l)\ddot{\text{ϕ}}=A\sin \gamma \omega t(13)$

由式 (12) 、式 (13) 可写出代表稳态强迫振动的特解:

$\begin{array}{l}\theta =C\text{s}\text{i}\text{n}\gamma \omega t\\ \text{ϕ}=B\text{s}\text{i}\text{n}\gamma \omega t\end{array}\}(14)$

把式 (14) 代入式 (12) 、式 (13) 求出振幅B和C, 进而可得到强迫振动的稳态解:

$\begin{array}{l}\theta =-\frac{A\text{s}\text{i}\text{n}\gamma \omega t}{\gamma {}^2\omega {}^{2}J{}_0[1-\frac{m(r+e+l){}^2}{J{}_0(1-\frac{r+e}{\gamma {}^{2}l})}]}\\ \text{ϕ}=\frac{A(r+e+l)\sin \gamma \omega t}{\gamma {}^2\omega {}^{2}J{}_{0}l(1-\frac{r+e}{\gamma {}^{2}l})[1-\frac{m(r+e+l){}^2}{J{}_0(1-\frac{r+e}{\gamma {}^{2}l})}]}\end{array}\}(15)$

为说明离心摆的作用, 在没有安装离心摆但有相同干扰力矩的第二飞轮总成, 其运动方程为

$J\ddot{\theta }=A\sin \gamma \omega t(16)$

式 (16) 的稳态解为

$\theta =-\frac{A\text{s}\text{i}\text{n}\gamma \omega t}{J\gamma {}^2\omega {}^2}(17)$

比较式 (17) 和式 (15) 的第一式可得出如下结论:离心摆的作用相当于增大了第二飞轮总成的转动惯量。其所增加的转动惯量为

$\text{Δ}J=J{}_0[1-\frac{m(r+e+l){}^2}{J{}_0(1-\frac{r+e}{\gamma {}^{2}l})}]-J=\frac{m(r+e+l){}^2}{1-\frac{\gamma {}^{2}l}{r+e}}(18)$

由式 (18) 可见, 设计时若取:

$\gamma {}^2=\frac{r+e}{l}(19)$

则得ΔJ→∞, 离心摆的作用如同一个转动惯量极大的飞轮。在这种情况下, 第二飞轮的稳定运转理论上将不受到干扰力矩的影响, 而离心摆本身仍做简谐振动。将$\ddot{\theta }=0$代入式 (13) 直接求得

$\text{ϕ}=-\frac{A\text{s}\text{i}\text{n}\gamma \omega t}{ml(r+e+l)\gamma {}^2\omega {}^2}(20)$

可见, 离心摆的摆角ϕ与干扰力矩的方向总是相反的, 而且有$ml\ddot{\text{ϕ}}(r+e+l)=A\sin \gamma \omega t$, 这就使得离心摆的振动恰好与干扰力矩相抵消[9]。

对于四冲程四缸发动机而言, 2阶激励为其最主要激励;对于六缸发动机而言, 3阶激励为其最主要激励。根据上述对离心摆的特性分析, 若将离心摆式DMF-CS减振器的摆动半径与质心偏距之和 (r+e) 与摆长l之比设计成主要激励阶次的平方 (即$\frac{r+e}{l}=2{}^2$或$\frac{r+e}{l}=3{}^2)$, 理论上就能彻底消除发动机最主要的阶次激励, 大大提高DMF-CS减振器的隔振性能。

3 隔振性能的影响因素分析

由上述分析知, 离心摆的作用相当于增大了第二飞轮总成的转动惯量, 所增加的转动惯量ΔJ与结构参数r、e、l, 摆的质量m和扰动激励的阶次γ密切相关。在转速为ω的情况下, 滚柱体为摆提供的离心力Fc=m (r+e+l) ω2, 离心摆和传力板之间产生相对运动时滚柱体处存在摩擦力矩, 且转速ω越大, 摩擦力矩就越大。在离心摆隔振性能推导时未考虑摩擦力矩、使用后滚柱体磨损、制造精度等诸多因素的影响, 所以满足式 (18) 就能彻底消除扰动激励的影响只是一种理想状态。而工程实际中, 无论是柴油发动机还是汽油发动机, 运行工况都非常复杂, 发出的扰动激励阶数较多, 故该减振器不可能完全隔离传动系的扭转振动。尽管如此, 图2所示的离心摆式DMF-CS减振器仍能够降低传动系60%的扭转振动[7]。

由式 (17) 可知, 要保证有足够大的转动惯量增量, 就要求离心摆的质量m足够大。而受空间结构布置的限制, m不可能太大。汽车运行工况非常复杂, 滚柱体不仅为摆提供离心力, 而且在车辆起步、换挡、紧急制动时还要承受摆的冲击, 这就要求滚柱体具有较强的耐磨性和足够的强度。

4 结论

(1) 对离心摆式DMF-CS减振器中离心摆与飞轮的连接形式进行了分析, 建立了其简化的物理模型。

(2) 利用Lagrange原理建立了离心摆式DMF-CS减振器运动微分方程, 推导出了离心摆的固有频率与所在飞轮的稳定转速成正比。运用该特性通过合理调整离心摆的结构参数, 理论上能完全消除发动机点火频率的振动。

(3) 对影响离心摆式DMF-CS减振器隔振性能的因素进行了分析。

摘要：分析了离心摆式DMF-CS减振器的结构, 运用Lagrange原理建立了离心摆式DMF-CS减振器的运动微分方程, 推导出离心摆固有频率的表达式, 并发现其固有频率与所在飞轮的稳定转速成正比。利用该特性, 合理调整离心摆的结构参数, 可在理论上完全消除发动机点火频率引起的扭矩波动。同时, 对影响离心摆隔振性能的因素进行了分析。

关键词：双质量飞轮,离心摆式DMF-CS减振器,振动隔离,固有频率

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扭振性能 篇3

随着人们生活水平的提高, 载货汽车在日常生活中的角色不再限于货运工具, 其轿车化的驾乘体验、高NVH性能及结构安全性成为日益凸显的隐形需求。传动系统的振动、噪声成为的破坏驾驶乘员的乘坐舒适性重要因素之一。

前置后驱汽车传动系统一般由发动机、离合器、变速器、、传动轴、后桥等部件组成, 这些具有一定转动惯量及扭转刚度的部件共同形成了一个扭转振动系统, 具有特定的扭振模态[2]。汽车在行驶过程中, 发动机扭矩波动、传动件扭转冲击及行驶阻力等因素都会激发传动系的扭转模态, 出现不同程度的共振现象。

公司自产某微型货车反馈传动系统存在明显扭振:全油门加速工况飞轮端面波动较大, 飞轮经离合器传递到变速箱输入轴, 扭矩波动不能有效减弱, 引起车辆明显的振动和噪声现象, 给驾乘感受带来恶劣的影响。

1、汽车动力传动系的介绍

汽车动力传动系:指动力装置输出的动力, 经传动系统到达驱动车轮之间的一系列部件的总和, 它使汽车实现起步、变速、减速、差速、变向等功能, 为汽车提供良好的动力性与燃油经济性能。其可简化如下模型, 其中发动机、离合器、驱动桥、车轮和车身, 共7个转动惯量, 各惯量之间用具有扭转刚度的弹簧连接, 且不考虑其他分总成的耦合效果, 见图1所示。

模态:是结构系统的固有的振动特性。

2、传动系扭转振动测试及改进

2.1 测试条件描述

项目组针对试制车实施了传动系统扭转振动测试, 测试工况:3、4、5、6档全油门加速和怠速;测试场地:某汽车研究院整车NVH转毂试验室;测试设:LMS数采前端、磁电传感器、光电传感器;试验测试点:发动机飞轮、变速箱输入轴、传动轴前端以及传动轴后端, 具体测试点见表1。

2.2 测试结果及分析

综合各档位测试数据, 可以得出以下结论:

1) 该微型货车动力传动系统存在明显扭振, 各档位扭振峰值对应转速分别为3档1760rpm、4档1480rpm、5档1400rpm, 6档1300rpm;

2) 全油门加速工况发动机飞轮端转速波动偏大 (30rpm~50rpm) , 高于设定目标值:主阶次低于25rpm;

3) 飞轮经离合器传递至变速箱输入轴, 扭矩波动显著放大 (110rpm~150rpm) , 离合器未起到减振作用, 反而有放大效果;

4) 该微型货车怠速状态飞轮波动范围690rpm~795rpm, 较对同平台车 (波动范围为710~770rpm) 差。

2.3 整改方案及分析

以上分析结果, 各档位均存在不同程度的扭振峰值, 且离合器并未起到吸收发动机动力扭矩波动的作用, 需要从改变离合从动盘滞后扭矩或选装双质量飞轮等扭转减振器方向整改:

方案一:在现有结构上, 调整离合从动盘扭转弹簧滞后扭矩, 减弱或消除发动机扭矩波动;

方案二:在现有结构上, 增加双质量飞轮, 可有效较弱传动系统扭转振动;

方案三:在变速箱输出端增加扭转减震器, 消弱传动系统扭转振动;

兼顾车型开发进度需求及整改难度大小, 以下重点验证方案一。

2.3.1 从动盘性能参数测试

对NVH测试从动盘进行拆解并测试, 与批产抽样件性能做对比, 结果如下表2所示。

结合发动机怠速工况下飞轮转速波动时域数据, 该微型货车怠速状态飞轮波动范围690rpm~795rpm, 较对同平台车 (波动范围为710~770rpm) 稍差, 说明从动盘1M滞后扭矩不是最主要影响因素;而3、4、5、6挡主阶次扭振均存在峰值, 振动幅度较大, 可得从动盘2M滞后扭矩较小, 不能有效吸收发动机输出扭矩波动, 才是造成加速行驶时车辆振动和噪声的主要因素;继而制作离合器整改样件, 调整从动盘二阶滞后扭矩, 并实车验证整改效果。

2.4 整改方案验证

换装整改离合器样件, 并按照上述测试方法对该车辆发动机飞轮、变速箱输入轴、传动轴前端以及传动轴后端重新测量;测量结果如下:

2.4.1 整改前、后各档位变速箱输出端及主减输入端扭振

图7:粗实线为整改前测试数据, 细实线为提高离合器阻尼后测试数据, 结果显2档全油门工况飞轮转速波动减小, 变速箱输出及主减速输入测点扭振消失。

图8:粗实线为整改前测试数据, 细实线为提高离合器阻尼后测试数据, 结果显示3档全油门工况飞轮转速波动减小, 变速箱输出位置转速波动由114rpm降低至27rpm, 主减速输入位置转速波动由100rpm降低至31rpm。

图9:粗实线为整改前测试数据, 细实线为提高离合器阻尼后测试数据, 结果显示4档全油门工况飞轮转速波动减小, 变速箱输出位置转速波动由98rpm降低至50rpm, 主减速输入位置转速波动由92rpm降低至50rpm。

图10:粗实线为整改前测试数据, 细实线为提高离合器阻尼后测试数据, 结果显示5档全油门工况飞轮转速波动减小, 变速箱输出位置转速波动由125rpm降低至70rpm, 主减速输入位置转速波动由111rpm降低至70rpm。

图11:提高离合器阻尼后, 怠速飞轮波动范围由690rpm~795rpm略微降低到691rpm~785rpm。

2.4.2 整改前、后车内噪声及变速箱噪声

图11:提高离合器阻尼后, 对车内噪声进行了验证测试, 以3档为例, 扭振对应转速1875rpm位置, 更换前车内噪声存在“rattle”现象, 更换后该现象消失, 上图为整改前测试数据, 下图为更换离合器后测试数据。

图12、13:提高离合器阻尼后, 对变速箱近场噪声及变速箱中间轴端振动水平进行了验证测试, 以3档为例, 扭振对应转速1875rpm位置, 变速箱振动噪声明显降低, “rattle”现象显著改善。

3、小结

1) 提高离合器阻尼后, 2档扭振消失, 3、4、5档扭振显著减小, 各档扭振对应转速基本保持不变;

2) 全油门加速工况发动机飞轮端转速波动由25rpm~40rpm减小到25rpm~35rpm;

3) 车内噪声及变速箱振动噪声在扭振对应转速均有明显降低, 变速箱“rattle”现象显著改善。

4、结论

汽车传动系扭转振动会引起汽车整车振动和噪声, 在整车NVH转毂试验室经通过采点测试, 可以计算出发动机输出扭矩波动随发动机转速曲线图, 初步分析传动系扭振是引起整车振动和噪声的原因。根据分析及试验结果, 离合从动盘滞后扭矩的调整可有效吸收发动机输出扭矩的波动, 使传动系扭振现象显著减弱, 实现整车噪声和振动的有效降低, 并为此类问题提供一种解决方法。

参考文献

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上都电厂轴系次同步扭振保护系统 篇4

关键词：次同步谐振(SSR),扭应力继电器(TSR),轴系扭振保护,串补输电系统,现场试验

0 引言

二十世纪七十年代以来,由固定串联电容补偿(FSC)引起的次同步谐振(SSR)问题受到广泛的关注[1,2]。国内近几年来,随着独立电厂远距离大容量输电的需求上升,特别是一些新建大型煤电基地,远离负荷中心,较多采用远距离、高固定串补输电模式,使得SSR成为一个现实难题[3,4,5]。

SSR危害严重:轻则造成机组轴系慢性损伤、寿命缩短,重则可导致大轴出现裂纹甚至猝然断裂,危及机组和电网的安全稳定运行。

针对SSR的解决方案一般包括抑制和保护两个侧面。抑制即采用一定的控制方法或/和设备防止出现危险的SSR,避免轴系次同步扭矩过大而损伤机组;保护即实时监视轴系扭振强度,一旦监测到危险扭振时,启动跳机操作,使机组脱离电网,从而达到保护机组安全的目的。最常用的保护设备即扭应力继电器(Torsional Stress Relay,TSR)。

TSR最早出现在上世纪七十年代,在通过串补和HVDC送电的电厂中得到广泛应用。国内目前有上都、托克托、伊敏、锦界、盘南等存在SSR风险的大型火电厂采用TSR保护。其中上都电厂在国内首次集成美国进口和国内自主研发TSR装置构成整体扭振保护系统;本文将介绍其基本构成、工作原理、定值设置和实际应用情况。

1 上都电厂串补输电系统及其SSR风险

上都电厂送出工程(二期)的等值单线系统如图1所示,输电线路包括上都-承德线(简称上承线,243 km)和承德-姜家营线(简称承姜线,130 km),固定串补安装在承德站内的上承线进线上,串补度为45%。

电厂四台机组为参数相同的国产亚临界空冷式汽轮机组,集中参数轴系模型包括高中压缸、低压缸A、低压缸B和发电机四个质块。分析表明,轴系与电气系统存在耦合的三个次同步扭振模态分别约为15 Hz、26 Hz和30 Hz;其中模态2(26 Hz)的阻尼最弱,最容易出现SSR现象。

分析计算和现场试验均表明,上都电厂串补输电工程在一些运行方式(如3/4机上都-承德1回线)下会引发次同步谐振(SSR),故在上都电厂侧加装附加励磁阻尼控制器(SEDC)和轴系扭振保护装置,以消除次同步谐振给汽轮发电机组和电网安全稳定运行带来的危害[6]。

2 TSR的工作原理

TSR在检测到危险扭振时,能够启动切机操作,保护机组安全。它的基本原理是:对轴速信号进行高速采样和带通滤波处理,得到与SSR模态的振动值成比例的电信号(即“SSR模态速度”),然后应用扭振模态不稳定判据和疲劳寿命损失判据两个动作逻辑对机组进行跳闸操作。

扭振模态不稳定判据的基本原理是:模态转速超过启动值,连续一定时间内模态转速幅度持续增长则判定为该模态不稳定(发散),而如果模态转速幅度持续下降或模态转速低于启动值则判定为该模态稳定(收敛)。

疲劳寿命损失判据的基本原理是:模态转速超过启动值,单次疲劳寿命损失超过常规定值则判定常规疲劳越限,而如果单次疲劳损失超过极限定值则判定为极限疲劳越限。

TSR的工作原理可以用图2表示。

可见,TSR的关键技术主要包括两方面,即扭振发散判定和疲劳累积计算。特别是后者,牵涉到轴系应力分析、机械疲劳特性和在线疲劳累积等方面的技术。

针对上都电厂,TSR对机组的保护效果主要表现在两个方面:

(1)对于被切除的机组,由于与电网脱离,机网互作用产生的电气负阻尼效果消失,在原动机动作的配合下,转矩迅速下降,避免SSR发散和暂态扭矩增大,保护了机组;

(2)对于剩余的在线机组,切除机组将改变系统结构和等效串补度,一定程度上能增强在线机组的模态阻尼,有利于抑制SSR。

简言之,针对上都电厂情况TSR对被切机组起保护作用,对其他机组能起到一定的提高模态阻尼的作用,有利于缓解和消除SSR风险。

3 轴系扭振保护系统

3.1 系统构成

整个机组次同步扭振保护系统体系由八套TSR和两套互为备用的协调机(Tmaster)组成。八台TSR中的四台由国外提供,另外四台为国内自主研发装置。每台TSR的逻辑判断结果通过硬接线节点方式传递给Tmaster,由Tmaster执行选择性跳机逻辑,保护机组轴系。

Tmaster实现多台机组扭振保护的优化出口,将扭振保护切机对电网的影响降为最小。同一发电厂的多台机组扭振保护构成一个协调控制组,分为单元机组TSR和Tmaster两层。机组TSR独立监测机组扭振,采用Tmaster完成TSR的选择性切机,Tmaster采用双机主备方式,集中放置于升压站继电保护室。系统接线逻辑如图3所示。

3.2 动作逻辑

Tmaster/TSR包括三个动作逻辑,即:扭振模态不稳定动作(逻辑一)、常规疲劳越限动作(逻辑二)和极限疲劳越限动作(逻辑三)。

上述三种逻辑的功能重点如下:

(1)逻辑一的重点是SSR发散,主要针对一些轴系扭矩不大或疲劳寿命损失累积量还不大、但呈明显发散的SSR现象,能尽快判别,并向Tmaster发出动作指令,它的动作时间最短可达到0.4 s左右(避开稳控装置动作时间),早发现SSR发散并尽快采取措施,有利于在SSR现象初期抑制扭振发散,降低机组轴系疲劳寿命损失,保证机网安全性。

(2)逻辑二的重点是疲劳寿命损失超过一定幅度,主要针对一些轴系扭矩较大或疲劳寿命损失积累很快,但SSR发散现象还不是很明显或时间长度达不到逻辑一数据窗的情况,考虑到较短时间内产生了较大的疲劳寿命损失,可能威胁机组的安全,恶化SSR,故向Tmaster发出动作跳机指令,以尽快采取措施,保证机网安全性。

(3)逻辑三的重点是机组轴系疲劳寿命损失过大,应立即跳机以保证其安全性,它作为逻辑一和逻辑二的后备保护措施,具有“最后一道防线”的功能,主要针对极其恶劣情况下,机组轴系疲劳寿命过大,严重威胁机组安全性的情况下,不经过选择性逻辑,断然跳机,并配合汽门控制减出力,达到保护机组安全的目的。

(4)逻辑一、二和三在功能上既具各自特色和重点针对性,又相互补充和具有一定的重叠性,共同组成Tmaster/TSR轴系扭振保护整体,起到抑制SSR、保护机组轴系安全的作用。

3.3 定值构成和设计

Tmaster/TSR参数的整定上,遵从安全、裕度以及配合设定等三个基本原则来进行。一般来说分两个步骤完成整定工作:首先在电磁仿真模型上通过分析计算,设定Tmaster/TSR的出厂参数;然后通过现场测试各台机组的特征频率,对出厂参数进行微调。

针对上都电厂的具体计算环境,Tmaster/TSR参数整定流程如下:

(1)明确TSR的动作逻辑和流程;

(2)整定保护启动值;

(3)采用理论分析和PSCAD/EMTDC仿真相结合依次整定TSR和Tmaster的判据定值;

(4)采用时域仿真方法对以上整定参数进行校核,兼顾SSR收敛特性和各种故障方式下的轴系疲劳损失,需要的情况下适当优化TSR/Tmaster定值,以使达到更好的保护效果;

(5)根据现场测试结果,微调整定参数(主要是模态滤波参数)。

上都电厂四台机组模态频率有所区别,如表1所示。TSR在进行参数整定时,需要根据模态频率的不同进行相应的设置。1#机组轴系扭振保护系统主要的保护定值如表2所示,其它机组的TSR整定值类似。

以上参数能适应上都二期和远期工程的需要,同时该定值出厂设定后,一般不需要后续调整,除非影响轴系疲劳损耗的机组参数(如物理构造、S-N曲线)发生较大变化。

4 保护系统在上都电厂的运行情况

本文所描述的次同步扭振保护系统于2008年9月于上都电厂试运行,在后续的串补并网和SEDC试验中均表现正常。相关试验过程中轴系扭振的幅度超过了TSR的启动值,TSR正确发出提示信息,但扭振幅度均未达到动作值,故TSR没有启动跳机,符合预期设计目标。

5 结语

针对上都电厂串补输电工程(二期)的SSR问题,研究采用了SEDC和TSR的组合方案进行抑制。由TSR为基础所构成的轴系扭振保护系统在机理和实际运行中都表现出来了其具有的抑制SSR的效果。国内自主研发的TSR装置表现出了其实用性,有效保护发电机机组。

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扭振性能 篇5

某前置后驱微车存在低转速车内轰鸣声问题,通过研究发现该噪声由传动系扭振引起[1]。动力传动系是汽车的重要组成部分,由发动机、离合器、变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴、车轮等部件组成,是一个复杂的多自由度振动系统,其扭转振动不仅会影响动力传递,使燃油经济性变坏,而且会引起车身振动和噪声,影响乘坐舒适性。当激励频率与传动系固有频率一致时会引起共振,在运动副间产生敲击现象,影响汽车零部件的工作性能,进而影响汽车的行驶安全性[2,3]。因此有必要对传动系进行建模,研究其扭振特性,从而为深入研究传动系扭振相关问题奠定基础。

目前已有学者开展传动系扭振特性的研究工作[4,5],刚柔耦合模型相较于集中质量模型而言,更接近系统实际情况,计算精度更高,直观性更好。故本文以某前置后驱微车为研究对象,建立其传动系刚柔耦合模型,并研究其扭振特性,为传动系刚柔耦合振动的深入研究奠定基础。

1 建立传动系刚柔耦合模型

传动系中变速箱轴、传动轴以及半轴在运转过程中的拉伸、弯曲、扭转等变形是影响其自身振动的重要因素,因此在建模过程中有必要将这些部件柔性化;在建模中忽略对扭振计算几乎没有影响的倒角、键槽、铸造面、小孔、凸台、油道孔等;用耦合副实现齿轮传动,把各从动齿轮的转动惯量利用动能守恒定理按对应的传动比转化到相应的主动齿轮上。

首先在Pro/E中建立传动系的三维几何模型并简化,然后在Hypermesh中对其进行有限元网格划分,导入Patran生成柔性体文件,将生成的柔性体导入ADAMS替换对应的刚体构件,并在传动系各部件间添加约束。传动系部件间的约束关系如图1所示。

根据图1的约束关系得到的传动系刚柔耦合模型如图2所示(其中浅灰色部分为刚体,深色部分为柔体)。

2 仿真运动以及分析

2.1 无阻尼自由扭振特性分析

经自由振动计算分析,可得传动系模态频率及振型。系统的阻尼较小,对模态影响小,故自由振动计算按无阻尼状态进行。当变速器处于不同档位时,齿轮啮合状态及速比发生变化,故可计算出传动系各档位模态频率。据实验研究传动系在第5阶频率附近会产生共振,故表1仅列出各档位下第5阶计算值与测试值的对比。由表1可知,仿真计算值和测试值模态频率均随档位升高而减小,且计算值和测试值十分接近,验证了刚柔耦合模型的准确性。

为进一步研究传动系扭振固有特性,本文对4档进行分析,其前7阶模态振型特征见表2。限于篇幅,图3仅给出了传动系4档某几阶扭振振型。

自由振动计算结果表明:传动系刚柔耦合模型扭振计算结果接近测试值,结果准确;模态振型全面、直观,能反映出传动系扭振特性实际情况,且能够获得单个柔性部件的模态信息。除此之外,仿真后处理中能得到传动系弯曲振动形态,后续研究中可考虑弯扭耦合振动特性、齿轮啮合等。

2.2 有阻尼强迫振动特性分析

在传动系的扭振分析中,发动机激励占最主要的地位,故本文仅考虑发动机激振力矩对传动系的激励[6]。激励加载分两阶段:加对应转速下的总平均激振扭矩,空载,转速不断上升;发动机加速到指定转速后,另加载主要阶次的波动力矩函数,并施加负载,此时转速在指定转速附近波动。

本文主要考虑飞轮端、主减速器输入端两扭振位移幅值响应较大的点。经强迫扭转振动计算分析,确定了传动系在外界激励下的响应。为进一步观察扭振响应特性,开展了传动系扭转振动试验,分析传动系在实际工作状态的扭振状况,并将计算值与试验结果对比,如图4、图5所示。

由图4可知,飞轮端扭振幅值曲线在低转速900r/min~1 100r/min范围内计算值略小,高转速1 500r/min~3 000r/min范围内计算值略大,但计算值与测试结果具有相同的变化规律,两者非常接近。由图5可知,主减速器输入端扭振幅值曲线计算值在低转速段两者相差略大,这是由于发动机提速方式不同(测试中发动机以缓慢踩油门的方式提速,而计算时发动机以近似线性的方式提速),但高转速段计算值和实测值非常接近,变化规律相同,总体来说,计算值与实测值能较好吻合,曲线变化规律基本一致。

3 结论

(1)根据传动系的组成及工作原理,总结出了建立传动系刚柔耦合模型的方法,所建立的传动系统模型具有直观性好、仿真精度高、可扩展性强等特点。

(2)基于刚柔耦合模型进行了扭振计算及分析,掌握了对象车型传动系扭振特性,为后续传动系参数优化、双质量飞轮匹配、变速箱齿轮敲击和主减齿轮啸叫等问题的研究奠定了基础。

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扭振性能 篇6

曲轴扭振是由作用在曲轴上的周期性变化的激励力矩引起的。作用在曲轴上的激励力矩主要包括:发动机气缸内燃气压力以及曲柄连杆机构的惯性力产生的切向力矩。轻微的扭振会影响柴油机的NVH (noise, vibration, harshness)性能;当轴系发生剧烈的扭转共振时,会使零件应力急剧增加,引起轴系疲劳性扭转断裂,造成不可挽回的后果。扭振已成为柴油机曲轴系统结构失效的重要因素之一[1,2]。开展柴油机曲轴系统的扭振研究,有着重要的工程意义。

柴油机曲轴系统是一个连续、复杂的质量系统。在进行扭振分析时,必须对系统进行必要的简化。目前主要模型有集中质量模型和分布质量模型。集中质量模型低阶精度差,高阶累积误差大;分布质量模型可以方便地计算任意截面的内扭矩,找出扭应力最大的危险截面的准确位置。同时分布质量模型还考虑了输入力矩非均匀分布的特性[3]。另外,柴油机曲轴系统扭振多为单结点或双结点振动,因此,采用分布质量模型能更加准确地反映轴系扭振特性。扭振模型解析方法有:Holzer法、传递矩阵法、系统矩阵法、有限元法、有限元与多体动力学结合的方法等。Holzer法计算精度差,目前很少使用;传递矩阵法由于误差积累,在高阶次频率的计算精度会降低;有限元法和有限元与多体动力学结合的方法需要曲轴三维系统实体图,建模过程较复杂;系统矩阵法作为一种理论解析法,尽管计算工作量相比其他方法大,但物理概念清楚、求解过程简单[4,5]。

本文使用的GT-SUITE软件包中GT-CRANK软件是基于分布质量模型的系统矩阵法,将曲轴视为柔体,并能综合考虑燃气压力、往复惯性力矩、主轴承动力润滑、悬置结构等。与GT-POWER构建的发动机性能仿真模型构成协同仿真模型,构建发动机激励对曲轴系统扭振影响的仿真分析手段。

1 V型柴油机相对振幅矢量和的推导

从能量的观点看,扭转响应的强弱主要取决于多缸柴油机激励力矩对轴系所做功的大小。对于直列式多缸柴油机而言,当各缸负荷不均衡,激励力矩做功一般表示为[5]:

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式中,(Mv)i为各质量激励力矩振幅;Ai为各质量角位移振幅;εi为激励力矩与角位移的相位差;αi为各质量的相对振幅,ai=Ai/A1;A1为第一质量角位移振幅;z为气缸数;ε为各气缸v次激励力矩矢量和与振动角位移A1的相位差;ξ1,i为第i缸与第1缸的发火间隔角。

式(1)中当ε=π/2时发生共振,激励力矩做功最大。undefined为相对振幅矢量和,它是与各缸激励力矩、柴油机冲程数、发火间隔角、轴系振型相关的物理量。对于多列式柴油机而言,应根据各列气缸的发火顺序,按矢量相加的方法分别求得,然后根据各列合成矢量间的相位关系再进行矢量合成。

下面推导本文研究的V型6缸柴油机的相对振幅矢量和以及主强简谐。对于发火顺序相同的V型柴油机,根据以上的原则,相对振幅矢量和为:

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式中,undefined为第一列气缸相对振幅矢量和;undefined为第二列气缸相对振幅矢量和;γ1,2为第一、二列气缸发火间隔角。

V6柴油机发火顺序为:A1-B3-A3-B2-A2-B1,发火间隔角为120 °CA。将第一列气缸的发火次序看作是A1-A3-A2,发火间隔角为240 °CA;同理,第二列气缸的发火次序看作是B1-B3-B2,发火间隔角也为240 °CA,两列气缸间的发火间隔角为120 °CA。因此两列气缸各谐次激励力矩的相位角相同,只是幅值不同。下面以第一列气缸为例进行激励力矩合成,各缸各谐次激励力矩相位角如表1所示,各谐次激励力矩相位图如图1所示。

根据该柴油机两列间的发火间隔角为120 °CA,得到第v谐次两排气缸相对振幅矢量和之间的相位角如表2所示。图2为各谐次两列气缸相对振幅矢量和的相位图。

根据图2两列气缸相对振幅矢量和,第1.5, 4.5,7.5,…是该柴油机的强简谐,第3,6,9,…谐次是主简谐。主强谐次是柴油机轴系扭振的危险谐次,特别是低谐次的主强简谐,是值得重点关注的。需要指出的是,以往意义上的相对振幅矢量和,只与柴油机曲轴的结构相关,是以各缸工作状态相同((Mv)i相同)为前提。实际上柴油机各缸工作状态并不一样,特别是在柴油机熄火、变排量情况下,各缸各谐次(Mv)i相差很大。这些工况下扭振特性的变化,归根结底是相对振幅矢量和的变化。

2 柴油机曲轴系统扭振协同仿真模型建立

使用GT-POWER软件建立某V6柴油机性能仿真模型,GT-CRANK建立曲轴系统模型,并在GT-SUITE环境下实现协同仿真。曲轴系统动力学模型将曲轴系统分为若干模块,包括气缸压力、活塞、连杆、曲拐、曲轴箱、机体和悬置。根据曲轴系统几何参数和材料属性,输入模型中即可建立曲轴系统模型,阻尼根据经验公式得到。

建立柴油机曲轴系统扭振协同仿真模型前,需要对柴油机与曲轴系统的协同关系进行分析。首先,柴油机缸内压力作用到活塞上,在GT-SUITE中将缸压直接传递到对应的活塞上。往复惯性力矩通过直接给定惯量或者根据曲柄半径和往复惯性质量计算得到。柴油机扭转减振器简化为刚度和阻尼的集中质量模型,惯量则平均分配到主被动端的连接部件上。

表3为V6柴油机主要技术参数。柴油机曲轴系统激励力矩包括内部激励和外部激励两部分。内部激励包括发动机燃气压力Mp、曲柄连杆机构往复惯性力矩Mj;外部激励包括路面动态载荷和部件间瞬态冲击载荷等,本文暂不作考虑。柴油机曲轴系统激励力矩可表示为:

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式中,p为气缸燃气压力;R为曲柄半径;D为气缸直径;α为曲轴转角;β为连杆中心线与气缸中心线夹角;mj为往复惯性质量;ω为曲轴角速度;λ为曲柄连杆长度比。

GT-CRANK中建立动力传动装置协同仿真模型有两种方法:一种将GT-POWER计算得到的结果文件(.gdt)中的缸压曲线根据气缸号和转速等信息读入GT-CRANK的气体压力模块中;另一种是在GT-SUITE环境下传递缸压数据,实现协同仿真。两种方法计算结果是一致的,只是后者计算更加直观,修改参数更加方便。如研究各缸工作不均匀、变排量、不同发火顺序等扭振特性时,采用协同的方法更好。基于协同仿真建立的曲轴系统动力学协同仿真模型如图3所示。

3 柴油机曲轴系统动力学模型的试验校核

柴油机轴系动力学模型的校核包括自由振动和强迫振动的校核。自由振动通过试验数据校核系统各阶固有频率和结点位置;强迫振动校核不同转速下的各谐次角位移和临界转速,柴油机性能仿真模型通过试验测得的缸压曲线和燃烧放热率曲线等校核。柴油机曲轴动力学参数根据实际几何参数输入计算得到。考虑到平衡重等的影响,一般稍微修改分布质量的重心位置。阻尼系数一般根据经验公式计算获得,在校核模型中修改阻尼系数。

曲轴系统各分布质量的惯量和刚度根据厂家提供的当量系统参数进行校核,建立的柴油机曲轴当量系统模型如图4所示。主要通过对比两种模型各阶固有频率和结点位置,校核420 Hz(考虑到12谐次)以下的模态。计算结果如表4所示。

从表4可看出,两种柴油机曲轴系统动力学模型计算得到的前四阶固有频率基本一致,误差在5 %以内,结点位置基本相同。因此,校核了本文建立的柴油机曲轴系统各质量惯量和刚度的准确性。

强迫振动的试验校核,其目的是标定各质量的阻尼系数。图5为扭振试验台架布置简图。扭振测量原理是:设ω为自由端ti时刻的瞬时转速,undefined为飞轮端0～ti时间内飞轮端平均转速,则ti时刻自由端瞬时角位移为:

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公式(4)实际上是将自由端扭转角位移与平均角位移分离出来。由于飞轮惯量较大,因此扭转角位移较小,将飞轮端平均转速视为整个曲轴系统的平均转速是合理的。同时由于盖斯林格联轴器刚度较小,阻尼较大,在建模过程中忽略了测功机惯量对系统的影响,带来的误差是有限的[6]。

缸压曲线和自由端角位移较大谐次试验值与仿真值对比如图6所示。从图6可看出,缸压曲线吻合较好,主要谐次临界转速基本相同,自由端综合角位移误差在8 %左右,仿真精度在可接受范围内。各转速角位移试验值比仿真值小,其原因是仿真模型忽略了曲柄间的内阻尼;此外,往复部件的变惯量问题,是影响计算精度的主要原因之一。

4 柴油机变排量扭振特性仿真研究

柴油机在低速低负荷时,部分气缸停止工作,对于提高燃油经济性有重大的意义。常见的变排量方案有断油和停气门两种。断油方案是停止向特定气缸供油来实现;停气门方案在断油的基础上,气缸进排气门停止工作。断油后气缸中工质为增压空气,缸压曲线关于压缩上止点对称;停气门后气缸可视为闭口系统,工质为缸内初始气体,一般压力较小,可视其为两个相对于上止点对称的绝热压缩和膨胀过程。因此,两种方案燃气压力不同,但相同转速下往复惯性力矩不变,从而叠加后的激励力矩幅值和相位发生变化,引起曲轴系统扭振性能的变化。

变排量前后柴油机输出功率保持不变,因此须增大工作缸的循环供油量。变排量前后,GT-POWER模型中进气温度和空燃比不变,这样校核后的柴油机仿真模型可用于变排量曲轴系统轴系扭振计算。

以V6柴油机30 %负荷为例,在校核模型的基础上开展柴油机变排量的轴系扭振特性研究。考虑到涡轮废气流量的连续性,采用A3、B1断油和停气门两种变排量方案。通过对比和分析变排量前后自由端角位移和共振频率,提出扭振性能较好的变排量方案。两种方案自由端角位移幅值和幅值-频率图如图7所示。

从图6、图7可看出,断油和停气门后柴油机轴系扭振角位移幅值大幅增加。正常工作时自由端角位移以3谐次滚振为主;断油和停气门后以1谐次滚振为主。变排量前后扭振都发生在1 200 r/min后,主要共振谐次相同,都为3.5、4.0、4.5、6.0,共振频率主要是125 Hz和191 Hz,分别与系统二阶和三阶固有频率一致。断油方案扭振角位移较停气门方案大,说明较好的变排量方案是断油方案。

断油、停气门前后各缸及列间激励力矩相位角不变,只是由于气体压力不同而使激励力矩幅值和初始相位发生改变,从而引起轴系扭振性能的变化。从图8正常发火和变排量的前6谐次相对振幅矢量和对比可以看出,本文推导的主强谐次相对振幅矢量和较大,这与理论是吻合的,间接验证了推导的主强谐次的正确性;断油和停气门后曲轴系统主强谐次激励力矩相对振幅矢量和大幅增加,停气门方案比断油方案大,验证了仿真结论的正确性。

值得注意的是,相对振幅矢量和能较好地反映轴系扭振的变化,而滚振则不能用其来衡量,如变排量后1谐次滚振不能解释,其原因是滚振频率比轴系单结点固有频率低,系统为刚体模态,因此式(1)中ε≈0,而扭振共振时ε=π/2。

5 结论

(1) 在GT-SUITE环境下建立的柴油机曲轴系统动力学协同仿真,能够较方便地研究柴油机各缸工作不均匀、变排量、不同发火顺序等情况下的曲轴扭振特性。

(2) 正常发火柴油机曲轴角位移以3谐次滚振为主,变排量后轴系角位移大幅增大,且以1谐次滚振为主。变排量前后主要扭振谐次同为3.5、4.0、4.5、6.0。停气门方案角位移较断油方案大。

(3) 推导的V型6缸柴油机相对振幅矢量和能较好反映变排量前后扭振能量的变化,但对于滚振则不适用。

摘要：对柴油机曲轴系统进行了扭振研究,在推导V型柴油机相对振幅矢量和的基础上,确定了V型6缸柴油机的主强简谐。采用GT-SUITE建立该V型6缸柴油机曲轴系统动力学协同仿真模型,并通过试验数据校核模型。对柴油机断油和停气门两种变排量方案进行了仿真研究。结果表明:变排量后轴系扭振角位移幅值显著增加,停气门方案较断油方案幅值大。

关键词：内燃机,柴油机,扭振性能,协同仿真,相对振幅矢量和

参考文献

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扭振性能 篇7

硅油减振器是发动机组上非常重要的功能部件, 普遍用于各类型发动机组中。硅油减振器主要由壳体、惯性体组件和侧盖构成, 壳体中心为套入发动机曲轴的通孔, 称为减振座孔。硅油减振器壳体四周与盖板形成一圈空腔, 空腔内容纳惯性体, 惯性体与壳体、侧盖在径向、轴向上存在微小间隙且注有硅油, 通过侧盖将惯性体、衬套、硅油密封在硅油减振器壳体内。硅油减振器结构见图1。

2 精细制造的目的

硅油减振器安装在曲轴一端, 是决定发动机组运行状态的关键部件之一, 能有效降低发动机曲轴的扭转振动, 从而降低因扭振现象对曲轴造成的机械变形甚至损坏。通过精细制造以提高减振器组件的精度, 研究分析其对于曲轴扭振抑制效果的变化情况, 以此作为减振器产品质量改进的重要依据。将精细制造的两台减振器与标准合格减振器分别装配在一台发动机上, 在不同工况下对曲轴扭振抑制的变化情况进行对比研究。

3 精细制造要点

a.提高减振器座孔 (基准孔A) 加工精度。孔径由原来的Φ1350+0.05上限偏差尺寸精确加工到1350++00..0022, 提高减振器与标准减振器座的配合精度。

b. 提高减振器壳体加工精度。加工设备由普通车床改为数控机床, 一次装夹加工并精准对刀, 基准孔B、基准孔D等关键尺寸同样精确加工, 同时精确保障各基准孔、基准面间的形位公差。三坐标检测发现各形位公差精度较标准减振器全面提升。

c. 提高惯性体组件加工精度。同样改用精密数控车床精细加工, 对基准孔A、基准孔B、衬套与惯性体高度差等关键尺寸进行精细加工, 另外两次装夹外圆、端面找正精度控制到0.02 mm以内, 找正精度提高一倍, 实现形位公差精度的全面提升。

d. 精确提高二甲基硅油填充率。工艺要求二甲基硅油加注量约为300 g, 按照国家标准硅油填充率应≥90%, 原来硅油加注量约为275 g, 通过真空注油机精确加工并称重验证, 改进后硅油加注量约为290 g, 硅油填充率即减振器内腔真空度得到提升。

4 测试方法及原理

标配发动机输出端的飞轮上安装有磁电式传感器, 为实现对曲轴两端变形量的同时测量, 在发动机自由端的减振器上面安装与飞轮端相同齿数的自制齿盘。利用磁电式传感器同时测量自由端与输出端的磁电信号, 通过扭振综合测试平台实现被测轴在受到综合扭力时生产的扭转角度数值来衡量轴的扭转变形量。

在无扭振情况下, 两端传感器输出信号A, B的相位差不变。当扭振发生时, 轴的扭转变形量发生改变, 变化量为△φ , 两端齿盘输出信号相位差发生变化。

由测得的相位差信号的变化规律得出相对扭转角的变化, 根据相对扭转角的变化规律, 得出对曲轴扭振情况的评估。

本次试验共测试3 台减振器, 一台标准减振器, 两台精细制造减振器 (简称精细制造A, B) 。根据选配发动机组的实际情况, 分别选取1 020r/min和1 300 r/min时的几个不同负荷点进行测量。

5 试验数据采集

5.1 时域数据

配置不同减振器时曲轴扭转角幅值见表1、图6、图7。

装配上述减振器后, 当发动机稳定运行时曲轴两端相对偏转角的变化情况如下:

a.在1 020 r/min工况时, 见图8、图9、图1 0。

b. 在1 300 r/min工况时, 见图11、图12、图13。

5.2 频谱数据

a.在1 020 r/min工况时, 见图14、图1 5、图16、图1 7。

b.在1 300 r/min工况时, 见图18、图1 9、图20、图2 1。

( °)

6 数据对比分析

由时域图可以看出, 曲轴两端相对扭转角的变化呈明显周期性, 其频率正好与发动机的工作频率相同。因此稳定运行时一小段时间内的相对扭转角的变化可以在一定程度上反应发动机在该工况下的扭振情况。

从截取的两工作循环的曲轴扭转角变化情况来看, 使用同一减振器在同一转速时, 低负荷和高负荷时扭振较严重, 中间负荷时扭振较小。与标准减振器相比, 两精细制造减振器的扭振幅值在所测的各工况下均较小, 扭震抑制效果较好。

曲轴扭振频率一般在4.5阶到12阶, 从所测扭振信号的频谱图来看, 在1 020 r/min时, 发动机的4.5阶、6 阶及12阶谐振较强;在1 300 r/min时, 发动机的4.5阶、5.5 阶、7.5 阶及10.5阶谐振较强。详细数据见表2。

由表2 看出, 精细制造减振器对4.5 阶、6 阶及10.5阶谐振的抑制效果比标准减振器弱, 对5.5阶、7.5阶及1 2阶谐振的抑制效果比标准减振器好。

相对于标准减振器, 精细制造减振器对曲轴扭转角的抑制主要在1阶, 相对于高阶的谐振, 精细制造减振器并未表现出更加突出的效果。

7 结论

经过以上数据分析可知, 对于试验用发动机来说, 装有精细制造减振器时曲轴扭转角小于装有标准减振器的曲轴, 从整体上对于谐振的抑制情况得到了改善。所以精细制造措施有助于此类硅油减振器在曲轴扭振抑制方面的改进提升。

参考文献