新型汽车扭振减振器扭振特性试验研究

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Experimental investigations on torsional vibrationcharacteristics of a new type damper used in carXU Hong-liang ，GONG Xian-Sheng ，LIAN Chao ，rANG Jun- e(1.Chongqing University，The State Key Laboratory of Mechanical Transmission，Colege of Mechanical Engineering，Chongqing 400O44，China；2.Tianjin Sion-German Vocational Technical Colege，Tianjin 1 16622，China)Abstract： The dynamical working characteristics of a new type torsional vibration damper used in car wereexperimentally studied by using a hybrid，method combining both experiments and theoretical analysis.It is shown that therelation between the dam per recovery torque and torsional vibration amplitude is of typical hysteretic nonlinearity，besides，itsdynamical stifness is a nonlinear functionvith respect to the vibration amplitude.The dam ping.composed of viscous dampingand friction damping，is a nonlinear function of the am plitude and frequency.Th e mi xed dam ping dynamic model for therecovery torqu e Can highly reflect the dam ping characteristics of the dam per.Th e theoretical loops are close to those obtained byexperiments，which lays a theoretical foundation for designing the high performance torsional vibration dam per used in car。

Key words：torsional vibration；damper；nonlinearity；mathematic model扭振减振器是汽车传动系减振、隔振和缓冲振动的重要控制装置 J，是改善汽车发动机工作质量，提高寿命，降低噪声的重要保证 j。它的实际工作特性直接影响着汽车乘坐的舒适性和运行的平顺性。传统的离合器从动盘式扭振减振器(Clutch Torsional Damper，CTD) 因其扭转角度孝刚度大、占用空间大等原因，不能满足Et益提高的减振需求，取而代之最典型的双质量飞轮扭振减振器(Dual Mass Flywheel，DMF) ，目前虽然在国外得到了广泛应用 J，但在国内由于受到各种因素的制约还不能量产，主要以引进的方式应用于中高级轿车 。因此，笔者与某公司合作研发了- 款新型汽车扭振减振器，并对该减振器的动态工作基金项 目：重庆大学机械传动 国家重点实验 室 自主研 究基 金项 目(0301002109137)；企业重点攻关项目(090610DF515A001)收稿 日期：201l-01-31 修改稿收到日期：2012-03-29第-作者 徐红亮 男，硕士，助教，1986年生通讯作者 龚宪生 男，博士，教授，博士生导师 ，1956年生特性进行试验，建立减振器混合阻尼动力学模型，研究其动力学扭振特性，掌握影响此类扭振减振器 自身功能的因素，为汽车减振器的动力学设计和动力优化提供必要条件。

1 动态扭振试验研究1.1 试验背景扭振减振器的工作特性可能随动态条件的变化而变化，并且由于扭振减振器的恢复扭矩对激励频率、扭转振幅的敏感特性 J，有必要对其动力学特性进行深入研究，优化设计出高性能的扭振减振器，为此需要对减振器进行动态条件下的扭振试验：(1)获取扭振减振器动力学建模和参数辨识所需要的扭振振幅、扭矩等数据；(2)通过试验数据分析处理得到扭振减振器的刚度、阻尼与振幅、频率之间的某些特性，为减振器的动态特性建模和参数辨识提供试验依据。

30 振 动 与 冲 击 2013年第 32卷1.2 新型扭振减振器结构特点新型扭振减振器弹性机构采用的是周向短直弹簧，并将三个短直弹簧并联形成组合弹簧，再借助于弹簧帽、滑块、驱动块将三组组合弹簧串联，周向均匀分布在弹簧室内，各组合弹簧对应的零件结构参数和布置参数均相同，弹簧室内涂抹有阻尼油脂，起到衰减传动系统通过共振区时的振幅。

1.花键 2.滑动轴承 3.止动销钉 4.铆钉 5.外壳-6.驱动块 7.螺栓孔 8.外壳二 9.-级弹簧10.导杆 11.滑块 12.二级弹簧 13.从动盘图 1 新型减振器结构示意图Fig.1 Structure of New type damper新型扭振减振器主要由主动端、弹性机构和从动端组成。主动端包括外壳-、外壳二和驱动块，其中驱动块通过铆钉与外壳-和外壳二相连接，然后两个外壳通过螺栓连接为-个整体，从而构成主动端，在车辆轴系中，主动端通过螺栓与发动机输出飞轮连接在-起；从动盘通过花键与变速器输入轴相连接，构成减振器的从动端。主、从动端通过滑动轴承连接可以实现两部分的相对转动；弹性机构由-级弹簧和二级弹簧组成，其中二级弹簧的扭转刚度大于-级弹簧的刚度。

1.3 试验设计及数据采集为获得减振器恢复扭矩与各振动参量之间的关系，可从-般振动系统微分方程 出发：J 0T(0，0，咖， Q (1)其中：t，为减振器的转动惯量；Q为激励扭矩；T为减振器恢复扭矩，是角位移 、角速度 、振幅 和激励频率.厂的非线性函数。于是进行减振器系统在不同频率与不同振幅组合作用下的正弦加载试验，预定扭振试验激励频率为2-10 Hz，振幅分别为 5。、10。、15。、20。、26。、27。、28。、30。(根据试验设备允许的条件选取)。

加载过程首先固定激励频率，不断sDI1扭转角度，直至某-频率状态下再也不能增加振幅为止；然后换-个新的频率重复上述步骤，得到不同工况下的转角 -时间、扭矩-时间历程曲线及数据。

试验研究工作是在某减振器公司试验中心进行的，采用的是计算机控制电液伺服扭转疲劳试验机(型号：ZYS-BJQPL)，试验测试结构系统如图2所示，减振器的主动部分与试验机的摆动盘联接，从动部分与试验机的固定支架固接，通过试验机摆动盘的往复摆动，使减振器处于往复摆动的正常工作状态。减振器的输出角度和扭矩信号由系统本身的角度传感器、扭矩传感器测取，经过放大后输入数据采集系统，数采系统并对这些信号进行分析处理。

角度传感器图2 测试系统Fig.2 Test system1.4 试验结果分析为了使试验结果的表达更直观，文中仅从众多试验结果中选出部分工况进行分析。

(1)激励频率对减振器性能的影响对扭振减振器进行动态扭振试验，图3(a)为减振器在激励频率分别为2、3、、9、10 Hz，振幅为5。时的迟滞回线；图3(b)为减振器在激励频率分别为 2、3、、6、7 Hz，振幅为 10。时的迟滞回线。

- - 2HZ - - - - 3Hz4HZ/- ， 5HZ ；/ ： o几L： 7Hz：∥Hzfb) 27Hz-10。

图3 振幅为定值 ，频率变化时迟滞回线Fig.3 Constant amplitude hysteresis loops由图3中迟滞回线比较可知，在不同激励频率振第 6期 龚宪生等：新型汽车扭振减振器扭振特性试验研究 31动下扭振减振器的各迟滞回线有变化，迟滞 回线所包围的面积随着频率的增大而相应减小，也就是随着频率的增大减振器阻尼耗能相应减小，即减振器的阻尼耗能与频率变化有关；不同激振频率对减振器各迟滞回线之间平行度影响甚微，于是可知减振器扭转刚度随频率的变化不明显，可以认为减振器的扭转刚度与频率的变化无关。

(2)扭振振幅对减振器性能的影响对扭振减振器进行动态扭振试验，图4(a)所示为减振器在激励频率为 2 Hz，振幅分别为 5。、10。、15。、20。、26。、27。、28。、30。时的迟滞回线；图4(b)所示为减振器在激励频率分别为3 Hz，振幅为5。、1O。、15。、2O。、26。、27。时的迟滞回线。

图4 频率为定值，振幅变化时迟滞回线Fig.4 Constantequeney amplitude variation hysteresis loops由图4中迟滞回线比较可知，随着振动幅值的增大，扭振减振器迟滞回线所围成的面积越来越大，也就是减振器的阻尼耗能与振幅变化有关，表明扭振减振器在振动中随着振动幅值的增大，消耗的能量也随着增大，其减振特性逐步增强；随着振幅的增大减振器各迟滞回线之间倾斜程度逐渐变的平缓，也就是其扭转刚度逐渐减小，即减振器动扭转刚度与振动幅值有关。

2 扭振特性数学模型在对于摩擦模型l1 、双线性模型 1 J、-阶非线性微分方程 、迹法模型 刮等非线性动力学模型及减振器动态试验迟滞回线研究后可知，在低频率低振幅的情况下，迟滞回线近似于干摩擦数学模型，随着频率及振幅的增大，在它们综合作用下，兼有摩擦阻尼及粘性阻尼特性；双线性模型与减振器的动态迟滞回线外形相近，故其动态迟滞 回线则适宜以双线性模型为基础来描述 ，同时对双线性模型进行-定改进，即可将系统刚度系数处理成线性刚度，阻尼处理为混合阻尼模型 .17，足以描述减振器的非线性迟滞动态振动特性。于是可以认为迟滞回线是由作为基架线的弹性扭矩部分和作为迟滞环的阻尼扭矩部分组成T (2)其中， 为减振器恢复扭矩， 为弹性扭矩部分， 为迟滞阻尼扭矩部分。

考虑-般情况，由动态试验研究可知，减振器恢复扭矩数学模型是频率.厂和振幅咖的函数；并且减振器扭转刚度是振幅的函数，阻尼系数是频率及振幅的非线性函数，于是建立减振器恢复扭矩数学模型 锄 如下T (咖) ( ，厂) (3)在处理具有阻尼的振动系统问题时，以粘性阻尼处理最为方便，因此要将它转换成在效应上与粘性阻尼相当的粘性阻尼系数。粘性阻尼系数确定方法是：在每-循环振动中，非粘性阻尼耗散的能量与粘性阻尼耗散的能量相等时计算的阻尼系数，则减振器恢复扭矩数学模型可以进-步表示为TK( ) C(， (4)其中 ( 为减振器扭转刚度函数，c(， r)为减振器阻尼函数， 为扭振角度，书为扭振角速度。其中 ( )，c($， 是多种函数的泛函问题，它们到底采取那种函数形式与具体迟滞系统有关，这些函数的确定可由以下步骤进行：首先求出各频率，各振幅下的迟滞回线的拟合曲线，得到式中对应的刚度，阻尼系数等随频率，振幅的变化规律，从而假设他们的函数关系表达式，再利用参数识别算法求出其中各参数。于是按照此思路以式(4-10)为基础，对每-迟滞回线进行参数辨识，可以得到刚度系数，粘性阻尼系数在每-工况下的值，求出各工况下的减振器刚度及阻尼的变化规律，分析其趋势后提出刚度、阻尼系数与频率、振幅的函数关系表达式为K pe。 qe (5)c(， )卢 (6)j式中P，g，口，0，b，c，d是待识别参数。在建立减振器恢复扭矩数学模型及参数辨识工作的过程中，对减振器试验结果进行深入研究分析后，提出了减振器恢复扭矩数学模型新的表达式TK( )咖c( ， l I sgn( ) (7)其中，TcC n l sgn(咖)为迟滞部分恢复扭矩，sgn( )为符号函数， 表示系统的扭转刚度，控制基架线的形状；C( . 控制纯滞后环的面积； n是阻尼成分因子函数：从减振器恢复扭矩数学模型及动态扭转曲线可以看到， (. ，)值越大，阻尼扭矩对角速度的变化越敏感，反之，阻尼扭矩对角速度的变化较迟钝。

32 振 动 与 冲 击 2013年第 32卷由此可知当凡 n0时，阻尼扭矩仅与速度符号有关，系统阻尼表示的是干摩擦阻尼；当n 1时，系统阻尼实际上简化为线性粘性阻尼；当n(。

在(0，1)范围内变化时，表示干摩擦阻尼与线性粘性阻尼的混合阻尼模型；因此用 n 来表示系统内部阻尼成分函数。

于是利用减振器动态扭振试验数据，根据已经建立的减振器恢复扭矩数学模型，进-步对扭振系统研究分析可得其阻尼成分因子函数为( ，n： ( g 6 (8)式中h，g，肛， ，6为待识别参数。按照-定估计准则，对减振器恢复扭矩数学模型中参数进行识别 如下K ：12.59e-。 3.77e 。。 (9)- 0.718 3C( r]2.949 9 丽 (10)( ，n -1.072b-。加 -1. 195f-。 。 1.712 8 (11)3 模型验证为了验证参数识别及所建动力学模型的可靠性，通过减振器恢复扭矩动力学模型可以重构出不同频率和振幅下的恢复扭矩迟滞回线，于是选出部分由恢复扭矩数学模型重构绘制的扭矩 -角度迟滞回线，与对应的试验迟滞回线相比较，如图5(a)、(b)、(c)、(d)所示，图中虚线为理论迟滞回线，实线为试验实测迟滞回线，由图中迟滞回线比较可知，理论迟滞回线和试验迟滞回线吻合较好，由此表明，提出的双线性混合阻尼恢复扭矩数学模型及其参数识别过程具有实用性和有效性图5 迟滞回线验证Fig.5 Hysteresis loops verification4 结 论 [1]丁 原潘 双 振减振器扭振模型分析(1)由减振器动态扭振特性试验可知，恢复扭矩与扭振振幅成典型的迟滞非线性；并且其动刚度是振幅的非线性函数；阻尼是振幅、频率的非线性函数，阻尼成分较丰富，既有干摩擦阻尼，又有粘性阻尼；(2)建立了减振器的扭振特性动力学模型，该模型能很好的描述此类减振器的动态扭振特性，通过动力学模型重构减振器迟滞回线，其理论迟滞回线和试验迟滞回线吻合较好，验证了模型及其参数识别过程的实用性和有效性；(3)通过对减振器的动态工作特性进行试验和理论研究，掌握了减振器的扭振动力学变化特性 ，可以以此为基聪理优化减振器各设计参数，研发出性能优 良的汽车减振器 ，为工程实 际应用提供理论依据。

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