曾　榮　左　廳　江征風(fēng)　陳　雷　胡　偉

武漢理工大學(xué)，武漢，430070

周向長(zhǎng)弧形彈簧式雙質(zhì)量飛輪遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性模型研究

曾榮左廳江征風(fēng)陳雷胡偉

武漢理工大學(xué)，武漢，430070

周向長(zhǎng)弧形彈簧式雙質(zhì)量飛輪(DMF-CS)的扭轉(zhuǎn)特性是扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼作用的綜合效果，能更貼切地反映DMF-CS的隔振、阻振特性。對(duì)DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性進(jìn)行仿真分析，獲得了不同摩擦因數(shù)下的扭轉(zhuǎn)特性遲滯非線性曲線。仿真結(jié)果表明其滯回面積隨摩擦因數(shù)的增大而增大，且以無摩擦?xí)r的扭矩曲線為基架。根據(jù)仿真分析結(jié)果建立了該DMF-CS的遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性模型。進(jìn)行了該DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)，應(yīng)用試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)建立的模型進(jìn)行了參數(shù)識(shí)別，模型識(shí)別結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果較接近，從而驗(yàn)證了模型的可靠性。

周向長(zhǎng)弧形彈簧式雙質(zhì)量飛輪(DMF-CS)；遲滯非線性；扭轉(zhuǎn)特性；摩擦力

0　引言

汽車工業(yè)的發(fā)展對(duì)汽車設(shè)計(jì)水平及行駛性能提出了更高的要求，傳統(tǒng)離合器從動(dòng)盤式扭振減振器已難以滿足當(dāng)前汽車減振降噪要求。新型扭振減振器——雙質(zhì)量飛輪(dual mass flywheel，DMF)式扭振減振器在消減汽車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振以及降低變速器、主減速器的齒輪噪聲等方面均優(yōu)于傳統(tǒng)離合器式扭振減振器，在國(guó)內(nèi)外得到了廣泛的應(yīng)用。

本文以周向長(zhǎng)弧形彈簧式雙質(zhì)量飛輪(dircumferential arc spring dual mass flywheel，DMF-CS)作為研究對(duì)象。DMF-CS通過主次飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、弧形彈簧扭轉(zhuǎn)剛度以及內(nèi)部阻尼三部分來控制汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振[1]，通過主次飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及弧形彈簧扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)整汽車傳動(dòng)系統(tǒng)固有扭振特性，使其一階扭振頻率低于怠速對(duì)應(yīng)頻率，避免共振，達(dá)到隔振效果。發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)、停止過程中，傳動(dòng)系統(tǒng)不可避免地通過共振區(qū)，此時(shí)將產(chǎn)生非常大的扭轉(zhuǎn)角，DMF-CS通過其內(nèi)部阻尼來降低扭振振幅，以達(dá)到阻振效果[2]。而弧形彈簧扭轉(zhuǎn)剛度與系統(tǒng)內(nèi)部阻尼的綜合效果即反映DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性。因此，研究DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性，分析弧形彈簧扭轉(zhuǎn)剛度及系統(tǒng)內(nèi)部阻尼的變化特征，獲得DMF-CS的隔振、阻振特性，對(duì)DMF-CS扭振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。

近年來，國(guó)內(nèi)對(duì)DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性的研究多集中于對(duì)弧形彈簧靜剛度理論模型的推導(dǎo)[3-4]，其研究大多忽略摩擦力的影響，與實(shí)際情況相比存在一定的誤差。事實(shí)上，摩擦力的存在會(huì)導(dǎo)致實(shí)際測(cè)試剛度比理論計(jì)算剛度值大[5]，同時(shí)，摩擦阻尼的存在使得DMF-CS在加載、卸載過程中存在能量損耗，產(chǎn)生遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性[6]。因此，綜合摩擦力的影響對(duì)研究對(duì)象進(jìn)行分析，將與實(shí)際情況更接近。本文考慮摩擦力的作用，對(duì)DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性進(jìn)行分析，建立DMF-CS遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性模型，根據(jù)扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)模型參數(shù)進(jìn)行辨識(shí)，獲得了與實(shí)際結(jié)果較為接近的DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性模型。

1　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性仿真

1.1DMF-CS工作原理

DMF-CS結(jié)構(gòu)如圖1所示。主飛輪與次級(jí)飛輪通過彈簧-阻尼系統(tǒng)連接構(gòu)成二自由度扭振系統(tǒng)。主飛輪與曲軸緊密連接，由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)其運(yùn)動(dòng)?；⌒螐椈芍芟虬惭b，通過滑道約束其運(yùn)動(dòng)方向，使其沿周向運(yùn)動(dòng)。彈簧與滑道之間填充潤(rùn)滑脂以減小磨損。傳力板通過弧形彈簧的壓縮使扭矩由初級(jí)飛輪傳遞至次級(jí)飛輪，即由發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞至離合器。DMF-CS的弧形彈簧由兩組嵌套式內(nèi)外弧形彈簧對(duì)稱安裝構(gòu)成，組成并列式彈簧系統(tǒng)，其中一組彈簧組成形式如圖2所示。內(nèi)外彈簧存在安裝角度差，使得DMF-CS的扭轉(zhuǎn)剛度表現(xiàn)為分段式特征，以滿足不同工況下的減振要求[3]。

圖1　DMF-CS結(jié)構(gòu)圖

圖2　弧形彈簧布置圖

1.2弧形彈簧力學(xué)模型

DMF-CS在工作過程中通過其剛度及慣量組成來改變傳動(dòng)系統(tǒng)的固有扭振特性以達(dá)到隔振效果，同時(shí)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的扭矩至動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)。扭矩的傳遞通過壓縮弧形彈簧完成。弧形彈簧在被壓縮的過程中，不可避免地受到滑道摩擦力的作用。彈簧與滑道之間填充潤(rùn)滑脂，由摩擦學(xué)原理可知，只有當(dāng)彈簧與滑道相對(duì)速度足夠大時(shí)，兩者才能完全分離，此時(shí)潤(rùn)滑脂達(dá)到流體動(dòng)壓潤(rùn)滑狀態(tài)[7]。彈簧與滑道的相對(duì)速度即為雙質(zhì)量飛輪的扭振速度，即使在共振點(diǎn)時(shí)，由于摩擦力的存在，系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼，雙質(zhì)量飛輪的扭振幅值也會(huì)被削弱，因此，彈簧與滑道較難被完全分離，將同時(shí)存在兩固體表面的直接接觸以及潤(rùn)滑脂形成的流體動(dòng)壓油膜，即邊界潤(rùn)滑狀態(tài)。

而DMF-CS在發(fā)生整體扭轉(zhuǎn)時(shí)，弧形彈簧相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度更小，彈簧與滑道之間的動(dòng)壓油膜的面積相對(duì)于直接的材料接觸面積可以忽略，因而可以忽略由潤(rùn)滑脂產(chǎn)生的黏性阻尼力，認(rèn)為彈簧與滑道之間為干摩擦狀態(tài)。DMF-CS工作過程中，其扭矩存在加載、卸載狀態(tài)，弧形彈簧在加載與卸載過程中由于變形方向的變化，將會(huì)受到不同方向的干摩擦力，使得加載與卸載過程存在著不同的受力情況。對(duì)弧形彈簧的分析，采用離散化方法[3-4]，即將其離散成線性彈簧單元，分析彈簧單元受力，從而推導(dǎo)弧形彈簧整體的扭轉(zhuǎn)特性。使用離散化方法需滿足以下前提條件：①每個(gè)彈簧單元是線性的，滿足直彈簧設(shè)計(jì)理論；②每個(gè)彈簧單元的變形方向一致，均沿周向變形；③忽略彈簧慣性力的影響；④長(zhǎng)弧形彈簧單元是等節(jié)距的。

彈簧單元在變形過程中會(huì)受到前后彈簧單元的彈性力作用，前后彈簧單元的彈性力存在角度差，產(chǎn)生徑向分量，由此產(chǎn)生滑道對(duì)彈簧的正壓力，使得彈簧單元受到與變形方向相反的摩擦力作用。彈簧單元受力如圖3所示。Fi-1為第i-1個(gè)彈簧單元作用于第i個(gè)彈簧單元的作用力；Fi為第i+1個(gè)彈簧單元作用于第i個(gè)彈簧單元的作用力；Ni為彈簧單元所受的支撐力；Ff i為彈簧單元所受的摩擦力；φi為彈簧單元被壓縮后對(duì)應(yīng)的圓心角，i=1,2,…,n，n為彈簧有效圈數(shù)。此外，R為弧形彈簧外圈分布半徑，其中，2R=2R0+D+d，R0為弧形彈簧軸線分布半徑，D為弧形彈簧中徑，d為簧絲直徑。

圖3　第i個(gè)彈簧單元受力圖

圖3描述了加載時(shí)彈簧單元的受力，此時(shí)摩擦力方向?yàn)槟鏁r(shí)針方向，彈簧單元被順時(shí)針壓縮。卸載時(shí)，摩擦力將會(huì)反向，彈簧單元逆時(shí)針方向恢復(fù)形變。摩擦力的方向由彈簧單元所受彈性力大小決定。建立彈簧單元靜力學(xué)模型：

(1)

式中，f為彈簧與滑道間的摩擦因數(shù)。

根據(jù)假設(shè)條件①，彈簧單元呈線性特性，若其線剛度為k(N/m)，彈簧單元初始圓心角為φ0，則彈簧單元變形后圓心角為

(2)

由線性彈簧設(shè)計(jì)理論[8]，有

(3)

式中，G為彈簧材料的剪切模量。

若弧形彈簧初始分布角為φ，則有

φ0=φ/n

(4)

弧形彈簧總變形角為θ，則由式(2)可得

(5)

由式(1)可獲得彈簧單元彈性力遞推關(guān)系式。加載時(shí)，若初始扭矩較小，使得彈簧單元不能發(fā)生形變，則此時(shí)彈簧單元將受到靜摩擦力的作用，即

(6)

式中，F(xiàn)s1為加載時(shí)靜摩擦力。

隨著扭矩的增大，靜摩擦力增大，當(dāng)靜摩擦力等于動(dòng)摩擦力時(shí)，彈簧單元開始發(fā)生形變，此時(shí)Fi-1cos(φi/2)≥Ff i，且Fi-1>Fi。由式(1)，則有

(7)

綜合式(6)、式(7)，可獲得彈簧加載時(shí)彈性力遞推公式：

(8)

卸載時(shí)，其初始狀態(tài)為加載的最終狀態(tài)，即Fi與Fi-1均由式(7)描述。當(dāng)Fi-1開始減小，但Fi-1依舊大于Fi時(shí)，彈簧單元此時(shí)受到與Fi同向的靜摩擦力的作用，即

(Fi-1-Fi)cos(φi/2)=Fs2

(9)

式中，F(xiàn)s2為卸載時(shí)靜摩擦力。

當(dāng)Fi-1繼續(xù)減小直至小于Fi時(shí)，彈簧開始恢復(fù)形變，此時(shí)摩擦力則為與Fi-1同向的動(dòng)摩擦力。由式(1)則有

(10)

綜合式(9)、式(10)可得弧形彈簧卸載時(shí)彈性力遞推公式：

(11)

式中，F(xiàn)i-1,max為加載最終狀態(tài)時(shí)Fi-1的值。

由式(2)、式(3)、式(5)、式(8)、式(11)，通過計(jì)算程序可以獲得弧形彈簧傳遞扭矩FiR0與總轉(zhuǎn)角θ之間的關(guān)系。

1.3DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性仿真分析

根據(jù)式(2)、式(3)、式(5)、式(8)、式(11)，應(yīng)用MATLAB軟件設(shè)計(jì)計(jì)算程序。給定彈簧幾何、材料參數(shù)，輸入扭矩，通過計(jì)算程序可獲得弧形彈簧傳遞扭矩FiR0與扭轉(zhuǎn)角θ之間的關(guān)系。由DMF-CS的結(jié)構(gòu)特征可知，內(nèi)外弧形彈簧存在著角度差，初始時(shí)外彈簧工作，其扭轉(zhuǎn)剛度表現(xiàn)為外彈簧作用的結(jié)果；當(dāng)內(nèi)彈簧開始工作時(shí)，DMF-CS扭轉(zhuǎn)剛度增大，此時(shí)扭轉(zhuǎn)剛度表現(xiàn)為內(nèi)外彈簧共同作用的結(jié)果。分別對(duì)內(nèi)外弧形彈簧進(jìn)行分析。本文分析的DMF-CS與VM型發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行匹配，其型號(hào)為JMGE100506ORAA，表1所示為其內(nèi)外弧形彈簧的幾何參數(shù)與材料參數(shù)。

表1　DMF-CS弧形彈簧參數(shù)

彈簧與滑道之間的摩擦因數(shù)由彈簧與滑道材料、兩表面的接觸形式、粗糙度等因素決定[9],較難計(jì)算出準(zhǔn)確的摩擦因數(shù)值，因此本文通過選取不同的摩擦因數(shù)值，分析不同摩擦因數(shù)下DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性。這里分別選取摩擦因數(shù)為0、0.04、0.08、0.12對(duì)DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性進(jìn)行仿真計(jì)算。

給定內(nèi)外彈簧輸入扭矩分別為100 N·m、200 N·m，輸入表1中內(nèi)外彈簧各項(xiàng)參數(shù)，由計(jì)算程序分別獲得內(nèi)外彈簧的扭轉(zhuǎn)特性曲線，如圖4、圖5所示。

圖4　內(nèi)彈簧扭轉(zhuǎn)特性曲線

圖5　外彈簧扭轉(zhuǎn)特性曲線

通過計(jì)算程序分別計(jì)算出考慮摩擦力影響的內(nèi)外彈簧加載與卸載時(shí)的計(jì)算扭轉(zhuǎn)剛度值，如表2所示。

表2　內(nèi)外弧形彈簧計(jì)算扭轉(zhuǎn)剛度值　N·m/rad

由表1可知，內(nèi)外彈簧安裝角度差為10°，同時(shí)，DMF-CS弧形彈簧與滑道之間存在著2°的空載區(qū)域[3]。由弧形彈簧布置特征可知，該DMF-CS存在兩級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度值，參考文獻(xiàn)[3]，該類型DMF-CS兩級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度工作角度分別為2°～12°、12°～45°，文中給定最大變形角度為36°，綜合內(nèi)外弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)變形，可獲得不同摩擦因數(shù)下DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性曲線，如圖6所示。

圖6　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性曲線

由仿真結(jié)果可知：①加載與卸載過程中，弧形彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度均呈現(xiàn)線性特性，且隨摩擦因數(shù)的增大而增大，同時(shí)DMF-CS的扭轉(zhuǎn)剛度呈現(xiàn)分段線性特性；②由于摩擦力的存在，DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性呈現(xiàn)非線性遲滯特性，其滯回環(huán)面積隨著摩擦力的增大而增大；③由摩擦力產(chǎn)生的系統(tǒng)內(nèi)部阻尼隨著扭轉(zhuǎn)角的增大而增大；④仿真產(chǎn)生的弧形彈簧扭轉(zhuǎn)特性滯回曲線均以摩擦因數(shù)為0時(shí)的扭轉(zhuǎn)特性曲線為基架。

發(fā)動(dòng)機(jī)在啟動(dòng)和停止過程中，轉(zhuǎn)速必將經(jīng)過軸系共振轉(zhuǎn)速區(qū)(低于怠速)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)將產(chǎn)生較大的扭轉(zhuǎn)角。由DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性仿真結(jié)果可知，DMF-CS具有較低一級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度，根據(jù)VM發(fā)動(dòng)機(jī)的示功圖，DMF-CS一級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度工作區(qū)對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約低于1150 r/min[3]。又由于DMF-CS摩擦阻尼隨著扭轉(zhuǎn)角的增大而增大，因此在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)、停止階段，DMF-CS具有較小的扭轉(zhuǎn)剛度以及較大的摩擦阻尼，能夠有效地降低共振轉(zhuǎn)速范圍，并在共振發(fā)生時(shí)通過摩擦阻尼耗能削弱共振幅值，具有較好的減振效果。

2　DMF-CS遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性模型

由上述仿真結(jié)果可知，摩擦力隨著彈簧力的增大而增大，而摩擦因數(shù)為常數(shù)，則摩擦力隨扭轉(zhuǎn)角的增大而增大，呈線性，且當(dāng)加載結(jié)束到卸載開始過程中存在著黏滑效應(yīng)，因而可用黏滑庫(kù)侖摩擦力模型來描述其摩擦力。同時(shí)，DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性曲線近似以無摩擦力時(shí)的扭轉(zhuǎn)特性線為基架，則可由無摩擦力時(shí)的扭矩加/減由摩擦力引起的扭矩獲得加載/卸載時(shí)的扭矩。

可用彈性恢復(fù)力矩及遲滯非線性摩擦力矩兩部分之和來表示傳遞扭矩，其中，彈性恢復(fù)力矩表示其扭轉(zhuǎn)特性基架線，如下式：

(12)

(13)

(14)

3　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)

DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)臺(tái)由渦輪減速器、剛性聯(lián)軸器、扭矩傳感器、DMF-CS、角度傳感器等組成，如圖7所示。渦輪減速器作為動(dòng)力源，傳遞扭矩至整個(gè)軸系；固定次級(jí)飛輪，由扭矩、角度傳感器分別測(cè)量主飛輪扭矩與角度變化，由此轉(zhuǎn)換成DMF-CS的傳遞扭矩與扭轉(zhuǎn)角。傳感器信號(hào)由NI PXI 6259數(shù)據(jù)采集卡采集，通過LabView軟件進(jìn)行信號(hào)讀取、存儲(chǔ)和分析與處理。試驗(yàn)過程中勻速緩慢加載與卸載，分別記錄加載與卸載時(shí)的扭矩與角度數(shù)據(jù)，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行重采樣、剔除異常點(diǎn)處理，獲得DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性曲線，如圖8所示。

圖7　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)臺(tái)

圖8　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性試驗(yàn)曲線

4　DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性模型識(shí)別

(15)

式中，j為試驗(yàn)數(shù)據(jù)點(diǎn)。

圖9　kf序列

圖10　扭矩誤差分布

T(θ)=

(16)

根據(jù)該模型，獲得該DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性曲線，如圖11所示。

圖11　DMF-CS扭矩特性模型識(shí)別結(jié)果

對(duì)比模型識(shí)別結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果可知，兩者較為接近，該模型能夠較好地描述該DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性。上述結(jié)果表明，由分段線性彈性恢復(fù)力矩與庫(kù)侖摩擦力矩的疊加形式來描述DMF-CS的扭轉(zhuǎn)特性是可行的，進(jìn)一步說明了DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性是其扭轉(zhuǎn)剛度及系統(tǒng)內(nèi)部阻尼的綜合表現(xiàn)。

5　結(jié)論

(1)采用離散化方法推導(dǎo)出干摩擦作用下的DMF-CS弧形彈簧力學(xué)模型，并由此獲得不同摩擦因數(shù)下的DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性曲線。該DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性曲線呈現(xiàn)遲滯非線性特性，其滯回環(huán)面積隨著摩擦因數(shù)的增大而增大，滯回線以無摩擦?xí)r的扭轉(zhuǎn)特性曲線為基架。

(2)根據(jù)DMF-CS扭轉(zhuǎn)特性仿真結(jié)果建立其扭轉(zhuǎn)特性模型，由彈性恢復(fù)力及摩擦阻尼力兩部分組成，通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)摩擦參數(shù)進(jìn)行了辨識(shí)，獲得了該類型DMF-CS遲滯非線性扭轉(zhuǎn)特性模型。

(3)采用庫(kù)侖摩擦力能夠描述該DMF-CS工作過程中的摩擦力，然而，由于弧形彈簧在變形過程中的徑向力與外載荷之間存在聯(lián)系，隨著外載荷的增大而增大，使得其所受摩擦力也隨著外載荷的變化而變化，較難辨識(shí)出干摩擦因數(shù)值。

[1]Albert A. Advanced Development of Dual Mass Flywheel (DMFW) Design-Noise Control for Today’s Automobiles[C]//5th LuK Symposium. Büh, Germany, 1994:1-28.

[2]劉圣田.雙質(zhì)量飛輪式扭振減振器對(duì)振動(dòng)的控制分析[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2004, 35(3):16-19.

Liu Shengtian. Influences of a Dual Mass Flywheel Damper on Idling Vibration[J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2004, 35(3):16-19.

[3]陳雷. 轎車雙質(zhì)量飛輪動(dòng)力特性研究及其性能參數(shù)優(yōu)化[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2009.

[4]陳濤，呂振華，蘇成謙. 弧形螺旋彈簧彈性特性分析方法研究[J].中國(guó)機(jī)械工程，2006,17(5):493-495.

Chen Tao, Lü Zhenhua, Su Chengqian. Analysis Method for Elastic Characteristics of Arc Spring[J].China Mechanical Engineering, 2006, 17(5): 493-495.

[5]Albers A, Albrecht M , Krüger A, et al.New Methodology for Power Train Development in the Automotive Engineering-Integration of Simulation, Design and Testing[J]. SAE Technical Paper, 2001-01-3303, 2001.

[6]Schaper U, Sawodny O, Mahl T, et al. Modeling and Torque Estimation of an Automotive Dual Mass Flywheel[C]//Proceedings of the 2009 American Control Conference. St. Louis, MO, USA, 2009: 1207-1212.

[7]溫詩(shī)鑄.摩擦學(xué)原理[M]．3版.北京：清華大學(xué)出版社，2008.

[8]張英會(huì)，劉輝航，王德成. 彈簧手冊(cè)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.

[9]Li Z, Sandhu J. Transmission Torque Converter Arc Spring Damper Dynamic Characteristics for Driveline Torsional Vibration Evaluation[J]. SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical System, 2013, 6(1): 1483-1488.

(編輯蘇衛(wèi)國(guó))

Hysteresis Torsion Characteristic Model of Circumferential Arc Spring Dual Mass Flywheel

Zeng RongZuo TingJiang ZhengfengChen LeiHu Wei

Wuhan University of Technology,Wuhan,430070

Torsion characteristics of DMF-CS were the effects of the torsional stiffness combined with the system damping, which sophisticatedly explained the vibration isolation and damping characteristics of DMF-CS. With the simulation of the torsion characteristics of DMF-CS, the torsional hysteresis curves were plotted under different friction coefficients. The simulation results show that the hysteresis area increases with the friction coefficients, and the hysteresis curves are framed by the curve without friction force. According to the above results, the hysteresis torsion characteristics model of DMF-CS was established. The torsion characteristics experiments of DMF-CS were completed, and using the experimental data, the model parameters were identified. From comparison, the identification model is close to the experimental one, which validates the reliability of the established model.

DMF-CS(circumferential arc spring dual mass flywheel); hysteresis; torsion characteristic; friction force

2014-05-15基金項(xiàng)目：中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目(2013-Ⅳ-064)

TH113.1;TP306DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.16.004

曾榮，女，1988年生。武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)及減振技術(shù)。左廳，男，1994年生。武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科生。江征風(fēng)，男，1949年生。武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。陳雷，男，1981年生。武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院講師。胡偉，男，1988年生。武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院碩士研究生。