陳德民，史小飛，馬 瑾，麻越垠

(裝甲兵工程學院機械系，北京 100072)

發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)矩的周期性波動，會給汽車傳動系統(tǒng)帶來扭轉(zhuǎn)振動，引起變速器和車架等其他部件的振動和噪音[1].現(xiàn)代重載車輛動力傳動系統(tǒng)設計中，通過加裝高彈性聯(lián)軸器和扭轉(zhuǎn)減振器，以隔離或降低系統(tǒng)中的扭轉(zhuǎn)振動，使系統(tǒng)工作更加穩(wěn)定，壽命更長[2].在軍用車輛動力傳動系統(tǒng)中，發(fā)動機和傳動系統(tǒng)之間一般裝有彈性聯(lián)軸器，常見類型有蓋斯林格聯(lián)軸器、膜片聯(lián)軸器、橡膠聯(lián)軸器等[3].

雙質(zhì)量飛輪是近二十年來發(fā)展的一種高效扭轉(zhuǎn)減振裝置[4]，國外廣泛地用于各類乘用車和商用車中，特別是以柴油機為動力的車型中[5].

以采用蓋斯林格聯(lián)軸器的某型步兵戰(zhàn)車為目標車型，通過對蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的結(jié)構(gòu)、功能和特點進行分析，分別計算使用以上兩種扭轉(zhuǎn)減振器的傳動系統(tǒng)的固有頻率，利用動力學軟件ADAMS建模仿真，分析它們的減振性能.

1 蓋斯林格和雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)特點

1.1 結(jié)構(gòu)特點

蓋斯林格聯(lián)軸器 (簡稱Geislinger)主要由主動部分、被動部分和簧片組件組成[6].如圖1所示，主動部分由法蘭盤、中間塊、緊固圈、側(cè)板等組成;被動部分由花鍵齒輪軸和O型橡膠密封圈等組成.

圖1 蓋斯林格聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)圖

發(fā)動機工作時，動力由飛輪傳給蓋斯林格聯(lián)軸器，再帶動綜合傳動裝置輸入軸旋轉(zhuǎn).在這個過程中，簧片組件的變形、摩擦作用和油液流動產(chǎn)生的阻尼，使主、被動部分相對轉(zhuǎn)動受到限制，同時降低發(fā)動機曲軸的傳遞扭振振幅和頻率.

雙質(zhì)量飛輪 (簡稱DMF)結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要由3部分構(gòu)成[7]:第一飛輪、第二飛輪和兩飛輪間的扭振減振器，其中扭轉(zhuǎn)減振器為弧形彈簧.第一飛輪與發(fā)動機曲軸相連;第二飛輪通過軸承安裝在第一飛輪上，與離合器相連;第一、第二飛輪之間可以有相對轉(zhuǎn)動，兩飛輪之間通過減振器相連，第一飛輪與軸承座以螺栓和曲軸連接，通過減振彈簧帶動減振盤，從而將發(fā)動機動力經(jīng)過減振后傳至第二飛輪再至離合器.

圖2 長弧形螺旋彈簧式雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)圖

雙質(zhì)量飛輪與蓋斯林格聯(lián)軸器相比，有以下特點:

(1)結(jié)構(gòu)簡單;

(2)第一飛輪和第二飛輪相對扭轉(zhuǎn)角度大，最大可達60度，因此，可采用低扭轉(zhuǎn)剛度彈性機構(gòu)，減振性能好;

(3)第一飛輪和第二飛輪轉(zhuǎn)動慣量分配靈活，可以通過改變轉(zhuǎn)動慣量比來影響傳動系統(tǒng)的固有頻率.

1.2 對固有頻率的影響

通過對二者的結(jié)構(gòu)和工作原理分析可知，它們均可簡化為圖3所示的物理模型.其中J1和J2分別對應蓋斯林格聯(lián)軸器的主動部分和被動部分，或者是雙質(zhì)量飛輪的第一飛輪和第二飛輪的轉(zhuǎn)動慣量.

圖3 物理模型圖

分析傳動系統(tǒng)的固有特性時，需要將復雜系統(tǒng)加以簡化:把一些靠近的、彼此之間相對變形較小的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量加以合并，從而減少系統(tǒng)的自由度數(shù);忽略系統(tǒng)的阻尼，把動力傳動系統(tǒng)看成無阻尼自由振動系統(tǒng)[7].故在分析中，只考慮轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度對傳動系統(tǒng)扭振的影響.

由機械振動理論可知，按照兩個自由度系統(tǒng)，系統(tǒng)固有頻率可以表達為

式中:K為彈性機構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度.由上式可得，當J2/J1=1時，傳動系統(tǒng)的固有頻率最小;扭轉(zhuǎn)剛度越低，固有頻率越低.

2 實車發(fā)動機激勵及傳動系統(tǒng)固有頻率分析

2.1 發(fā)動機激勵分析

利用諧量分析法對發(fā)動機激勵進行分析可得，對于直立四沖程六缸發(fā)動機來說，其主諧量為3階，對應主諧量激勵頻率f可按下式計算[7]

式中:i為汽缸數(shù);ne為發(fā)動機轉(zhuǎn)速.目標車型轉(zhuǎn)速范圍為600～2100 r/min，對應發(fā)動機主諧量激勵頻率范圍為30～105 Hz.

2.2 傳動系統(tǒng)固有頻率分析

原車采用蓋斯林格聯(lián)軸器，飛輪和蓋斯林格聯(lián)軸器主動端總的轉(zhuǎn)動慣量為2.729 4 kg·m2，被動端轉(zhuǎn)動慣量為0.057 253 kg·m2，彈性機構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度為78 700 Nm/rad.

依據(jù)原車傳動系統(tǒng)參數(shù)設計的雙質(zhì)量飛輪第一飛輪轉(zhuǎn)動慣量為1.723 8 kg·m2，第二飛輪轉(zhuǎn)動慣量為1.058 kg·m2，彈性機構(gòu)為六組組合弧形彈簧，具有二級扭轉(zhuǎn)剛度，怠速時扭轉(zhuǎn)剛度為9 970 Nm/rad，行駛時扭轉(zhuǎn)剛度為12 088.6 Nm/rad.圖4為雙質(zhì)量飛輪的實體模型.

圖4 雙質(zhì)量飛輪和彈性機構(gòu)建模圖

車輛傳動系統(tǒng)的前端與發(fā)動機相連，末端通過輪胎與車輛平動質(zhì)量相連，組成了一個多質(zhì)量的彈性扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)[7]，忽略系統(tǒng)的阻尼，將傳動系統(tǒng)看作多剛度圓盤彈性連接而成的無阻尼振動系統(tǒng)，由此建立車輛動力傳動系統(tǒng)動力學模型，研究傳動系統(tǒng)的固有頻率.利用MATLAB分別計算該車采用蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)的固有頻率，計算結(jié)果如表1和表2所示.

表1 怠速工況下，傳動系的固有頻率 Hz

表1表示在怠速工況下，采用蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)前6階固有頻率.由此可見，采用雙質(zhì)量飛輪代替蓋斯林格聯(lián)軸器后，傳動系統(tǒng)固有頻率能有效避開發(fā)動機怠速時激勵頻率.

表2 行駛工況下，傳動系統(tǒng)一檔和倒檔的固有頻率 Hz

表2為行駛工況下，采用雙質(zhì)量飛輪或蓋斯林格聯(lián)軸器的傳動系統(tǒng)一檔和倒檔的固有頻率 (計算結(jié)果表明，各檔的固有頻率很接近，故在表2中只列出前進一檔和倒檔).從表中可以看出兩者在改善行駛工況下傳動系的固有頻率的效果是相當?shù)?

3 減振效果分析

蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪不僅對傳動系統(tǒng)固有特性有影響，而且也影響著發(fā)動機的扭轉(zhuǎn)振動.為了研究兩者的減振效果，在ADAMS中建立整車傳動系統(tǒng)扭振分析當量模型的虛擬樣機.分別對安裝蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)進行仿真分析，對比兩者的減振效果.

建模時，利用圓盤表示當量模型中的轉(zhuǎn)動質(zhì)量單元，修改每個圓盤的轉(zhuǎn)動慣量，使其與當量模型中的數(shù)值一致.圓盤與地面用轉(zhuǎn)動副相連，有扭轉(zhuǎn)剛度的圓盤之間用扭轉(zhuǎn)彈簧連接，有分支當量模型系統(tǒng)采用齒輪副嚙合的方式.

3.1 怠速工況下減振效果

怠速工況下，選擇工作點為最低怠速點，即輸出扭矩為580 N·m，轉(zhuǎn)速為600 r·min－1，仿真時間為5 s，仿真步數(shù)為5000.取穩(wěn)定工作段做分析，以蓋斯林格聯(lián)軸器主、被動部分和雙質(zhì)量飛輪第一、第二飛輪的角加速度作為評價參考量，分析二者對發(fā)動機扭振的衰減效果.

圖5為怠速工況下采用蓋斯林格聯(lián)軸器或雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)第一質(zhì)量角加速度波動曲線.從振幅上看，雙質(zhì)量飛輪第一飛輪比蓋斯林格聯(lián)軸器主動部分扭振更為激烈，這是由于雙質(zhì)量飛輪增加了第二飛輪的轉(zhuǎn)動慣量，減小了第一飛輪的轉(zhuǎn)動慣量，從而導致了第一飛輪的扭振更為激烈.

圖5 怠速工況下傳動系統(tǒng)第一質(zhì)量角加速度波動曲線

圖6為怠速工況下采用蓋斯林格聯(lián)軸器或雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)第二質(zhì)量角加速度波動曲線.可以看出，雙質(zhì)量飛輪第二飛輪角加速度振幅為蓋斯林格聯(lián)軸器被動部分的10.48%，雙質(zhì)量飛輪對發(fā)動機扭振的衰減程度十分明顯.

圖6 怠速工況下傳動系統(tǒng)第二質(zhì)量角加速度波動曲線

3.2 行駛工況下減振效果

行駛工況下，選擇工作點為最大工作扭矩點，即輸出扭矩為2050 N·m，轉(zhuǎn)速為1300 r·min－1，仿真時間為3.5 s，仿真步數(shù)為3500.取穩(wěn)定工作段做分析，評價參考量與怠速工況下相同.

圖7為行駛工況下采用蓋斯林格聯(lián)軸器或雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)第一質(zhì)量角加速度波動曲線，雙質(zhì)量飛輪第一飛輪角加速度振幅稍大.

圖7 行駛工況下傳動系統(tǒng)第一質(zhì)量角加速度波動曲線

圖8為行駛工況下采用蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)第二質(zhì)量角加速度波動曲線.可以測得，雙質(zhì)量飛輪第二飛輪角加速度振幅為蓋斯林格聯(lián)軸器被動部分的87.22%，因此，相比蓋斯林格聯(lián)軸器，雙質(zhì)量飛輪改善了原車行駛工況下的振動.

圖8 行駛工況下傳動系統(tǒng)第二質(zhì)量角加速度波動曲線

4 結(jié)論

針對目標車型，通過上文分析，可以得到以下結(jié)論:

1)對傳動系統(tǒng)固有頻率影響方面:怠速工況下，采用雙質(zhì)量飛輪代替蓋斯林格聯(lián)軸器后，傳動系統(tǒng)固有頻率能有效避開發(fā)動機怠速時激勵頻率;行駛工況下，安裝蓋斯林格聯(lián)軸器和雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)的固有頻率很近接，兩者改善行駛工況下傳動系的固有頻率的效果是相當?shù)?

2)減振效果方面:相對于蓋斯林格聯(lián)軸器，雙質(zhì)量飛輪對發(fā)動機扭振的衰減效果更加顯著，尤其是怠速工況下.由于車輛怠速時的振動比較激烈，較易發(fā)生危險，故采用雙質(zhì)量飛輪的傳動系統(tǒng)安全性較好.

[1] 王硯紅.汽車動力傳動系雙質(zhì)量飛輪式扭振減振器的結(jié)構(gòu)設計與動力學特性研究 [D].吉林大學，2005.

[2] 項昌樂，耿 沖.蓋斯林格聯(lián)軸器的動態(tài)特性分析與計算 [J].機械設計，2004，21(8):23-25.

[3] 劉 輝，項昌樂.彈性聯(lián)軸器對動力傳動系統(tǒng)扭振特性影響研究 [J].機械強度，2009，31(3):349-354.

[4] 張 定.雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器運動學仿真及力學分析 [J].傳動技術，2010，24(1):26-30.

[5] 徐世彥.汽車傳動系雙質(zhì)量飛輪式扭振減振器的研究 [D].吉林大學，2007.

[6] 王玉棟.05式兩棲裝甲突擊車構(gòu)造與使用 (底盤分冊)[M].解放軍出版社，2006.

[7] 徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器[M].清華大學出版社，2005.