CN113738801A - 复合减振器的设计方法及复合减振器 - Google Patents

复合减振器的设计方法及复合减振器 Download PDF

Info

Publication number
CN113738801A
CN113738801A CN202010460217.6A CN202010460217A CN113738801A CN 113738801 A CN113738801 A CN 113738801A CN 202010460217 A CN202010460217 A CN 202010460217A CN 113738801 A CN113738801 A CN 113738801A
Authority
CN
China
Prior art keywords
vibration
radial
torsional
composite
damper
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN202010460217.6A
Other languages
English (en)
Other versions
CN113738801B (zh
Inventor
齐晓旭
宁明志
郭健
谢少华
王超
李冰莲
李文琪
孙雷
高恩猛
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
SAIC Motor Corp Ltd
Original Assignee
SAIC Motor Corp Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by SAIC Motor Corp Ltd filed Critical SAIC Motor Corp Ltd
Priority to CN202010460217.6A priority Critical patent/CN113738801B/zh
Publication of CN113738801A publication Critical patent/CN113738801A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN113738801B publication Critical patent/CN113738801B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F1/00—Springs
    • F16F1/36—Springs made of rubber or other material having high internal friction, e.g. thermoplastic elastomers
    • F16F1/38—Springs made of rubber or other material having high internal friction, e.g. thermoplastic elastomers with a sleeve of elastic material between a rigid outer sleeve and a rigid inner sleeve or pin, i.e. bushing-type
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
    • G06F30/15—Vehicle, aircraft or watercraft design
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2230/00—Purpose; Design features
    • F16F2230/32—Modular design
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2236/00—Mode of stressing of basic spring or damper elements or devices incorporating such elements
    • F16F2236/12—Mode of stressing of basic spring or damper elements or devices incorporating such elements loaded in combined stresses
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T90/00—Enabling technologies or technologies with a potential or indirect contribution to GHG emissions mitigation

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Theoretical Computer Science (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Computational Mathematics (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Mathematical Analysis (AREA)
  • Mathematical Optimization (AREA)
  • Pure & Applied Mathematics (AREA)
  • Computer Hardware Design (AREA)
  • Evolutionary Computation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Motor Power Transmission Devices (AREA)

Abstract

本发明公开了一种复合减振器的设计方法及复合减振器，设计方法包括以下步骤：a、根据传动***有NVH抱怨时的扭转共振频率，调试复合减振器的扭转振动参数，获得扭转振动参数范围；b、根据传动***有NVH抱怨时的径向共振频率，调试复合减振器的径向振动参数，获得径向振动参数范围；c、根据扭转振动参数范围和径向振动参数范围，获得扭转振动和径向振动均符合减振要求时的复合减振器的验证参数，根据验证参数得到复合减振条件；d、根据验证参数，获得复合减振条件，根据复合减振条件试制样件装车验证。调整扭转减振器各项参数达到预期的范围，实现用一个复合减振器同时抑制径向振动和扭转振动的目的，从而取消径向振动减振器，节约成本。

Description

复合减振器的设计方法及复合减振器
技术领域
本发明涉及汽车传动***减振技术领域，尤其涉及一种复合减振器的设计方法及复合减振器。
背景技术
现有技术中对传动***的扭转振动和径向振动都是分开考虑的，即用扭转减振器(TVD)抑制扭转振动，仅有抑制扭转减振的功能；用径向振动减振器(Damper)来抑制径向振动，仅有抑制径向振动的功能。
发明内容
本发明的目的在于解决现有技术中传动***的扭转振动和径向振动分开设置相关部件，导致的重力大、成本高的问题。通过调整扭转减振器各项参数达到预期的范围，从而实现用一个复合减振器同时抑制径向振动和扭转振动的目的，从而取消径向振动的减振器，节约成本和重量。
为解决上述问题，提供一种复合减振器的设计方法，包括以下步骤：
a、根据传动***有NVH抱怨时的扭转共振频率，调试复合减振器的扭转振动参数，获得复合减振器的扭转振动参数范围；
b、根据传动***有NVH抱怨时的径向共振频率，调试复合减振器的径向振动参数，获得复合减振器的径向振动参数范围；
c、根据扭转振动参数范围和径向振动参数范围，获得扭转振动和径向振动均符合减振要求时的复合减振器的验证参数；
d、根据验证参数，获得复合减振条件，并且根据复合减振条件试制样件装车验证。
采用上述方案，结合传动***的扭转共振频率和径向转共振频率确定扭转振动参数和径向振动参数的大致范围，再通过不断改变复合减振器的材料或半径等条件，进而调试扭转振动参数和径向振动参数，确定符合减振条件的振动参数范围，再根据径向振动参数范围和扭转振动参数范围找到扭转振动和径向振动均符合减振要求时的参数，再根据该参数作为验证参数获得例如复合减振器的材料或半径等复合减振条件，再根据复合减振条件便可获得能同时起到抑制径向振动和扭转振动的复合减振器。用复合减振器，取代径向振动减振器和扭转减振器两个零件的形式，并达到整车抑制振动和噪声的效果，提升车内乘坐舒适感。并且安装在传动轴上，取消传动轴径向振动减振器，减重约1Kg/车，降本约预估25元/车；安装在后主减速器上，取消后主减速器减振器，减重约1.2Kg/车，降本约预估80元/车。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，步骤a和步骤b中获得振动参数范围的调试方法，包括以下步骤：
s1、建立径向振动模型，根据径向振动模型获得径向振动参数；
s2、根据径向振动参数得到径向振动幅度，并调整径向振动参数得到多个对应的径向振动幅度，根据每个径向振动幅度建立径向振动参数-振幅曲线；
s3、建立扭转振动模型，根据扭转振动模型获得扭转振动参数；
s4、根据扭转振动参数得到扭转振动幅度，并调整扭转振动参数得到多个对应的扭转振动幅度，根据每个扭转振动幅度建立扭转振动参数-振幅曲线；
s5、根据径向振动参数-振幅曲线得到径向振动参数范围，并且根据扭转振动参数-振幅曲线得到扭转振动参数范围。
采用上述方案，可以快速、可控地确定并改变相应参数所需的调试条件和关联条件，即采用本方案可以从仅由关联关系进行定性分析上升到可控地定量分析，减少实验次数和成本，以振动幅度评价减振效果，建立振动参数-振幅对照表可以快速准确的确定参数范围，从而快速找到符合抑制双重振动的验证参数。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，扭转振动参数包括复合减振器的扭转固有频率、外圈的转动惯量和复合减振器的橡胶的扭转阻尼；径向振动参数包括复合减振器的径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼；橡胶的扭转阻尼和径向阻尼根据橡胶的材料确定。
采用上述方案，抑制振动的效果用振幅来评价，经实验，复合减振器的扭转振动的振幅与扭转固有频率、外圈的转动惯量和复合减振器的橡胶的扭转阻尼有关联，通过改变上述参数便可以改变抑制扭转振动的效果。同时，径向振动的振幅与径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼，通过改变上述参数便可以改变抑制径向振动的效果。从而可以依据上述参数的关联，调试减振效果。其中，阻尼用阻尼因子衡量大小。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，根据径向影响因素确定径向固有频率，径向影响因素包括橡胶的材料和橡胶的径向刚度；根据扭转影响因素确定扭转固有频率，扭转影响因素包括橡胶的材料和橡胶的扭转刚度。
采用上述方案，经实验，径向固有频率与橡胶的材料和橡胶的径向刚度有关联，改变橡胶的材料和橡胶的径向刚度可以改变径向固有频率；同时，扭转固有频率与橡胶的材料和橡胶的扭转刚度有关联，改变橡胶的材料和橡胶的扭转刚度可以改变扭转固有频率。因此，可进一步地通过改变橡胶的材料、橡胶的径向刚度和橡胶的扭转刚度改变固有频率，进而调试减振效果。其中，刚度可以通过布置允许的空间设计外圈、安装骨架和橡胶的结构调整，并且上述结构的调整包括是否开孔、开孔大小、橡胶截面形状等。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，径向影响因素和扭转影响因素均还包括复合减振器的外圈的半径，半径包括内径和外径。
采用上述方案，经实验，复合减振器的外圈的半径会同时影响复合减振器的径向固有频率和扭转固有频率。因此，可进一步地通过改变外圈的半径去改变固有频率，进而调试减振效果。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，径向影响因素还包括附加模块，附加模块包括设置在复合减振器上的销子、金属插片或与复合减振器的橡胶不同硬度的附加橡胶。
采用上述方案，经实验，通过在复合减振器设置例如销子或金属插片等附加模块可以改变径向固有频率。在扭转固有频率满足减振效果的基础上，通过增加一些辅助方法来调整径向固有频率，进一步达到更好的减振效果。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，径向振动幅度与径向振动参数满足关系式：
Figure BDA0002510667950000041
其中，A1——复合减振器的径向振动幅度；
μ1——复合减振器的外圈的质量与传动***的质量比；
f1——复合减振器的径向固有频率与传动***的径向共振频率比；
g1——传动***的受径向激励频率与传动***的径向共振频率比；
ξ1——橡胶的径向阻尼比；并且，
扭转振动幅度与扭转振动参数满足关系式：
Figure BDA0002510667950000042
其中，A2——复合减振器的扭转振动幅度；
λ2——传动***的受扭转激励频率与传动***的扭转共振频率比；
α2——复合减振器的扭转固有频率与传动***的扭转共振频率比；
μ2——复合减振器的转动惯量与传动***转动惯量比；
ξ2——橡胶的扭转阻尼比。
采用上述方案，经建模分析和实验，可以得到上述公式。从而得到影响扭转振动幅度的各扭转振动参数，以及影响径向振动幅度的各径向振动参数之间的关系。进而使得调试过程更加快速、准确和可控，提高了开发人员的设计效率，降低了开发成本。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，扭转固有频率根据下述关系式确定：
Figure BDA0002510667950000051
其中，f扭转——复合减振器的扭转固有频率；
K扭转——外圈绕复合减振器的轴向的扭转刚度；
ρ——复合减振器的外圈的材料密度；
h——复合减振器的外圈的宽度；
r1——复合减振器的外圈的内径；
r2——复合减振器的外圈的外径；
并且，径向固有频率根据下述关系式确定：
Figure BDA0002510667950000052
其中，K径向——复合减振器的外圈沿半径方向的变形刚度；
f径向——复合减振器的径向固有频率。
采用上述方案，经建模分析和实验，可以得到上述公式。从而得到影响扭转固有频率的各种条件，以及影响径向固有频率的各种条件。进而使得调试过程更加快速、准确和可控，提高了开发人员的设计效率，降低了开发成本。
根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的一种复合减振器的设计方法，步骤d中根据验证参数获得复合减振条件的方法包括：
d-1、根据外圈的质量的范围得到所需的外圈的转动惯量的半径范围；
d-2、根据扭转阻尼和径向阻尼确定橡胶材料；
d-3、根据径向固有频率和扭转固有频率确定复合减振器的橡胶的结构；
d-4、在满足扭转固有频率的基础上，根据径向固有频率添加附加模块。
采用上述方案，通过调试找到可以同时起到两种减振效果的验证参数之后，需要进一步将验证参数转化为其所代表的符合减振器材料、模态和附加部分等，即转化为复合减振条件。其中，可以通过外圈的质量和转动惯量得到复合减振器的半径；根据阻尼确定复合减振器的橡胶材料，并进一步根据橡胶材料确定橡胶配方；根据径向固有频率和扭转固有频率确定复合减振器的橡胶的，例如橡胶的径向刚度和扭转刚度；根据径向固有频率还能确定需要条件的插片、销子等附件模块。
还提供一种复合减振器，包括安装骨架、橡胶和外圈，并且橡胶设置在安装骨架上，外圈套设在橡胶上，复合减振器根据上述复合减振器的设计方法设计得到。
本发明的有益效果：
通过调整复合减振器各项参数达到预期的范围，从而实现用一个复合减振器同时抑制径向振动和扭转振动的目的，从而取消径向振动的减振器，节约成本和重量。
附图说明
图1为本发明中实施例1的复合减振器的设计方法流程方框图；
图2为本发明中实施例1的径向振动简化模型图；
图3为本发明中实施例1的扭转振动简化模型图；
图4为本发明中实施例1的径向幅频响应曲线图；
图5为本发明中实施例1的不同外圈质量影响下的径向幅频响应曲线图；
图6为本发明中实施例1的不同阻尼因子影响下的径向幅频响应曲线图；
图7为本发明中实施例1的扭转幅频响应曲线图；
图8为本发明中实施例2的复合减振器结构示意图。
附图标记说明：
1：外圈；2：橡胶；3：安装骨架；4：传动***；5：减振器。
具体实施方式
以下由特定的具体实施例说明本发明的实施方式，本领域技术人员可由本说明书所揭示的内容轻易地了解本发明的其他优点及功效。虽然本发明的描述将结合较佳实施例一起介绍，但这并不代表此发明的特征仅限于该实施方式。恰恰相反，结合实施方式作发明介绍的目的是为了覆盖基于本发明的权利要求而有可能延伸出的其它选择或改造。为了提供对本发明的深度了解，以下描述中将包含许多具体的细节。本发明也可以不使用这些细节实施。此外，为了避免混乱或模糊本发明的重点，有些具体细节将在描述中被省略。需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。
应注意的是，在本说明书中，相似的标号和字母在下面的附图中表示类似项，因此，一旦某一项在一个附图中被定义，则在随后的附图中不需要对其进行进一步定义和解释。
在本实施例的描述中，需要说明的是，术语“上”、“下”、“内”、“底”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，或者是该发明产品使用时惯常摆放的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。
术语“第一”、“第二”等仅用于区分描述，而不能理解为指示或暗示相对重要性。
在本实施例的描述中，还需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“设置”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以具体情况理解上述术语在本实施例中的具体含义。
为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明的实施方式作进一步地详细描述。
实施例1
为解决上述问题，提供一种复合减振器的设计方法，如图1所示，包括以下步骤：
a、根据传动***有NVH抱怨时的扭转共振频率，调试复合减振器的扭转振动参数，获得复合减振器的扭转振动参数范围；
b、根据传动***有NVH抱怨时的径向共振频率，调试复合减振器的径向振动参数，获得复合减振器的径向振动参数范围；
c、根据扭转振动参数范围和径向振动参数范围，获得扭转振动和径向振动均符合减振要求时的复合减振器的验证参数；
d、根据验证参数，获得复合减振条件，并且根据复合减振条件试制样件装车验证。
具体地，本说明书中径向频率，指沿半径方向的振动频率；扭转频率，指沿圆周转动方向的振动频率。传动***的扭转共振频率和径向共振频率为由于共振产生抱怨的NVH频率。
NVH是指噪声、振动与声振粗糙度(Noise、Vibration、Harshness)的英文缩写，为本领域衡量汽车制造质量的一个综合性指标。传动***的固有频率分为径向固有频率和扭转固有频率，传动***的径向固有频率和扭转固有频率为传动***的固有属性。传动***发生抱怨时也有分两类(即***受到的激励频率与固有频率接近)，径向(弯曲)共振抱怨和扭转共振抱怨，当传动***受到径向激励的频率接近径向固有频率时，会发生径向(弯曲)共振的抱怨，当传动***受到扭转激励的频率接近扭转固有频率时，会发生扭转共振的抱怨。
需要理解的是，为方便区分，后文中出现的扭转固有频率，指该部件或传动***的扭转振动的固有属性，扭转频率达到该扭转固有频率时就会发生扭转共振，传动***失稳；径向固有频率，该部件或传动***的径向振动的固有属性，径向频率达到该径向固有频率时就会发生径向共振，传动***失稳。
更具体地，本实施方式中复合减振器的结构同实施例2中所提供的复合减振器的结构，如图6所示，包括外圈1、安装骨架3和设置于外圈1与安装骨架3之间的橡胶2。传动***，指的是共振发生部位或附近，可以安装在传动轴上或传动轴端部。复合减振器安装在传动***的传动轴上。
通过改变外圈和橡胶影响减振效果的条件而改变振动参数，这些条件可以是外圈质量、半径、橡胶材料等。例如，根据计算出的外圈尺寸、惯量、质量，在三维软件中建模，调整尺寸以及在软件中测量质量和惯量，调到符合要求范围的惯量和质量。
更具体地，改变复合减振器的振动参数的具体条件可通过多次实验或建立振动简化模型进行分析等方式确定。通过不断改变影响复合减振器的减振效果的条件并结合传动***的扭转共振频率和径向共振频率确定振动参数的大致范围，进而调试扭转振动参数和径向振动参数，找到扭转振动和径向振动均符合减振要求时的参数，再根据该参数作为验证参数获得例如复合减振器的材料或半径等复合减振条件，再根据复合减振条件便可获得能同时起到抑制径向振动和扭转振动的复合减振器。
例如，对径向振动，测得径向频率、径向阻尼、和质量；对扭转振动，测得扭转频率、扭转阻尼、转动惯量。在得到扭转振动参数范围和径向振动参数范围后，在三维软件中绘制数模，并在软件中对数模测量转动惯量，调整外圈尺寸使转动惯量符合要求。然后在CAE软件中，通过分析橡胶硬度等，调整橡胶在扭转方向和半径方向的刚度，根据扭转方向的刚度和转动惯量，可以算出扭转频率，根据半径方向刚度和外圈质量，可以算出径向频率。
需要理解的是，本说明书中刚度(包括径向刚度和扭转刚度)除了调整橡胶材料以外，还可以通过布置允许的空间设计外圈、安装骨架和橡胶的结构调整，并且上述结构的调整包括是否开孔、开孔大小、橡胶截面形状等。
影响振动效果的扭转振动参数和径向振动参数可以根据建模分析或实验找出有影响和关联关系的影响因素得到。例如，扭转振动参数可以是包括由扭转刚度、外圈半径和橡胶材料得到的扭转固有频率、外圈的转动惯量和由橡胶材料确定的橡胶的扭转阻尼等，还可以是外圈的半径、质量、密度或宽度等。同样径向振动参数可以是径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼等。
经济效益在于，安装在传动轴上，取消传动轴径向振动减振器，减重约1Kg/车，降本约预估25元/车；安装在后主减速器(RDM)上，取消后主减速器减振器(RDM Damper)，减重约1.2Kg/车，降本约预估80元/车。
在一种优选的实施方式中，步骤a和步骤b中获得振动参数范围的调试方法，包括以下步骤：
s1、建立径向振动模型，根据径向振动模型获得径向振动参数；
s2、根据径向振动参数得到径向振动幅度，并调整径向振动参数得到多个对应的径向振动幅度，根据每个径向振动幅度建立径向振动参数-振幅曲线；
s3、建立扭转振动模型，根据扭转振动模型获得扭转振动参数；
s4、根据扭转振动参数得到扭转振动幅度，并调整扭转振动参数得到多个对应的扭转振动幅度，根据每个扭转振动幅度建立扭转振动参数-振幅曲线；
s5、根据径向振动参数-振幅曲线得到径向振动参数范围，并且根据扭转振动参数-振幅曲线得到扭转振动参数范围。
具体地，s1中建立径向振动模型(***简化的数学模型)如图2所示，根据径向固有频率计算公式：
Figure BDA0002510667950000101
将某一部分传动***(如传动轴和后桥输入轴)简化为仅仅是径向(弯曲)刚度和质量这两个参数(金属零件忽略阻尼)，而忽略零件具体结构形状，同样对复合减振器也同样简化为径向刚度，质量，橡胶径向阻尼三个参数，忽略复合减振器的具体结构形状。其中，传动***4为发生径向共振的零件；k1为发生径向共振零件的径向刚度；m1为传动***的等效质量，减振器5内的k2，c2，m2分别代表复合减振器的径向刚度，径向阻尼，外圈质量。此外，x1(t)指传动***径向振动位移随时间变化量，x2(t)指的是复合减振器本身的径向振动位移随时间变化量，该模型中仅关心传动***的振动位移，复合减振器本身的振动位移不再讨论。
s3中建立扭转振动模型(***简化的数学模型)如图3所示，即简化为扭转刚度和转动惯量，不考虑结构形状，其对应的扭转固有频率公式为：
Figure BDA0002510667950000102
复合减振器在扭转方向的作用简化为扭转刚度，转动惯量，橡胶扭转阻尼。其中，K1为发生扭转共振零件的扭转刚度；J1为发生扭转共振零件的转动惯量；Kd，C，Jd分别代表复合减振器的扭转刚度，扭转阻尼，转动惯量。
更具体地，抑制振动的效果用振幅来评价，建立模型后可以快速、可控地确定并改变相应参数所需的调试条件和关联条件，而排出无关的影响因素，减少实验次数。
例如，通过建模可以分析得出，最有效的扭转振动参数可以是包括由扭转刚度、外圈半径和橡胶材料得到的扭转固有频率、外圈的转动惯量和由橡胶材料确定的橡胶的扭转阻尼等；径向振动参数可以是径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼等。
并且在确定各影响因素和影响参数之后，还可以确认各参数之间的函数关系，建立振动参数-振幅对照表可以快速准确的确定参数范围，从而快速找到符合抑制双重振动的验证参数。
在本实施方式中，建立径向振动模型后，可以确定调整减振器径向频率、外圈质量、橡胶阻尼等参数，能减小传动***该部位的径向振动幅度；并且调整减振器扭转频率、外圈转动惯量、橡胶阻尼等参数，从而减小传动***该部位的扭转振动幅度。
以上述如图2和图3所示的建立的模型为例，确定径向振动参数和扭转振动参数后，建立如图4-图6所示的径向振动参数-振幅曲线，以及如图7所示的扭转振动参数-振幅曲线，具体地：
径向振动参数-振幅曲线如图4、图5、图6所示的径向幅频响应曲线，其中，图4为不同的复合减振器的径向固有频率与传动***共振频率比影响下的幅频响应曲线，f1、f2、f3为固有-共振频率比，分别代表不同的复合减振器的径向固有频率与传动***的径向共振频率的频率比，f0为原状态；图5为不同外圈质量影响下的幅频响应曲线，m、2m、3m分别代表不同的外圈质量；图6为不同阻尼因子影响下的幅频响应曲线，ξa、ξb、ξc分别代表不同阻尼因子影响下的幅频响应曲线，并且ξa＝2、ξb＝0.2、ξc＝0.1。图4-图6的横坐标为传动***的受激励径向振动频率与传动***的径向共振频率(发生抱怨的径向频率)之比。
图7是扭转振动参数-振幅曲线，图7中为不同扭转固有频率影响下的幅频响应曲线。同理，扭转振动参数的其他影响振动的参数的影响效果可以参照图5或图6建立类似的扭转振动参数-振幅曲线，本实施方式中不再一一例举。图7的横坐标为传动***的受激励扭转振动频率与传动***的扭转共振频率(发生抱怨的扭转频率)之比。
纵坐标为振幅放大系数，传动***受到不变的激励力的时候，传动***有一个稳定的变形幅度，当激励力按照某一频率变化时，传动***的变形幅度就会放大，振幅放大系数指的就是放大的振幅与静态变形幅度的比值。其中，图4-图6的纵坐标为复合减振器的径向振动幅度放大系数，图7的纵坐标为复合减振器的扭转振动幅度放大系数。
还需要理解的是，受激励径向频率指的是，传动***受到的外部激励力，不是恒定值，而是按照一定频率变化的值，变化的频率就是传动***的受激励径向频率。受激励扭转频率同理。
更具体地，减振效果用振幅衡量，根据图4-图7，各种振幅越低，说明振动越小，目标就是要将原状态的振幅降下来，越低效果越好。
以图4为例，图4为调试减振器的径向固有频率时的减振效果，可以看到在不同的f0、f1、f2、f3的影响下，可以分别得到一条固有-共振频率比与振幅放大系数的对应关系的曲线。从图2所建立的简易模型可知振幅与径向固有频率有关联关系，根据图4可以找到符合径向减振效果的径向振动参数范围。同理，扭转振动参数的确定方法类似。
在一种优选的实施方式中，扭转振动参数包括复合减振器的扭转固有频率、外圈的转动惯量和复合减振器的橡胶的扭转阻尼；径向振动参数包括复合减振器的径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼；橡胶的扭转阻尼和径向阻尼根据橡胶的材料确定。
具体地，经实验或建模分析，复合减振器的扭转振动的振幅与扭转固有频率、外圈的转动惯量和复合减振器的橡胶的扭转阻尼有关联，通过改变上述参数便可以改变抑制扭转振动的效果。同时，径向振动的振幅与径向固有频率、外圈的质量和橡胶的径向阻尼，通过改变上述参数便可以改变抑制径向振动的效果。从而可以依据上述参数的关联，调试减振效果。
进一步地，根据径向影响因素确定径向固有频率，径向影响因素包括橡胶的材料和橡胶的径向刚度；根据扭转影响因素确定扭转固有频率，扭转影响因素包括橡胶的材料和橡胶的扭转刚度。
经实验，径向固有频率与橡胶的材料和橡胶的径向刚度有关联，改变橡胶的材料和橡胶的径向刚度可以改变径向固有频率；同时，扭转固有频率与橡胶的材料和橡胶的扭转刚度有关联，改变橡胶的材料和橡胶的扭转刚度可以改变扭转固有频率。因此，可进一步地通过改变橡胶的材料、橡胶的径向刚度和橡胶的扭转刚度改变固有频率，进而调试减振效果。
进一步地，径向影响因素和扭转影响因素均还包括复合减振器的外圈的半径，半径包括内径和外径。
采用上述方案，经实验，复合减振器的外圈的半径会同时影响复合减振器的径向固有频率和扭转固有频率。因此，可进一步地通过改变外圈的半径去改变固有频率，进而调试减振效果。
进一步地，径向影响因素还包括附加模块，附加模块包括设置在复合减振器上的销子、金属插片或与复合减振器的橡胶不同硬度的附加橡胶。
具体地，经实验，通过在复合减振器设置例如销子或金属插片等附加模块可以改变径向固有频率。在扭转固有频率满足减振效果的基础上，通过增加一些辅助方法来调整径向固有频率，进一步达到更好的减振效果。
更具体地，可以安装销子或金属插片，用以提高其径向模态，以改变径向固有频率。当需要降低径向模态时，取消销子或金属插片，降低径向模态，或采用与减振器橡胶不同硬度的橡胶取代销子，以调整径向模态。其中，径向模态是指模态频率，即modefrequency，是CAE软件模态分析计算出来的固有频率。
进一步地，径向振动幅度与径向振动参数满足关系式：
Figure BDA0002510667950000131
其中，A1——复合减振器的径向振动幅度放大系数；
μ1——复合减振器的外圈的质量与传动***的质量比；
f1——复合减振器的径向固有频率与传动***的径向共振频率比；
g1——传动***的受径向激励频率与传动***的径向共振频率比；
ξ1——橡胶的径向阻尼比；并且，
扭转振动幅度与扭转振动参数满足关系式：
Figure BDA0002510667950000141
其中，A2——复合减振器的扭转振动幅度放大系数；
λ2——传动***的受扭转激励频率与传动***的扭转共振频率比；
α2——复合减振器的扭转固有频率与传动***的扭转共振频率比；
μ2——复合减振器的转动惯量与传动***转动惯量比；
ξ2——橡胶的扭转阻尼比。
具体地，经实验和建模分析，可以得到上述公式。从该公式中定量地体现了减振器径向频率、外圈质量、橡胶阻尼等参数，与传动***该部位的径向振动幅度的关系，以及减振器扭转频率、外圈转动惯量、橡胶阻尼等参数，与传动***该部位的扭转振动幅度的关系。
更具体地，扭转固有频率是复合减振器的固有属性，传动***的扭转共振频率为由于共振产生抱怨的NVH频率，径向固有频率和径向共振频率同理。阻尼比指实际阻尼与临界阻尼的比值，实际阻尼和临界阻尼均指该复合减振器的橡胶的实际阻尼和临界阻尼。橡胶阻尼有径向阻尼和扭转阻尼，通过实验测得。此外，复合减振器的转动惯量指外圈的转动惯量。其中，径向固有频率，由橡胶阻尼、橡胶径向刚度确定；扭转固有频率由橡胶阻尼、橡胶扭转刚度确定；橡胶阻尼由橡胶材料确定，橡胶材料由橡胶配方确定。
更具体地，如前述，振幅放大系数指放大的振幅与静态变形幅度的比值。以图2中所建立的模型为例，图2中x1(t)指传动***径向振动位移随时间变化量，则A1是为x1(t)的最大值。
需要理解的是，在本实施方式中，根据图2和图3所建立的模型，得到上述公式，公式中的g1和A1分别对应前述的图4-图6的中的横坐标(频率比)和纵坐标(幅度放大系数)，λ2和A2分别对应前述的图7的中的横坐标(频率比)和纵坐标(幅度放大系数)。
进一步地，在一种优选的实施方式中，扭转固有频率根据下述关系式确定：
Figure BDA0002510667950000151
其中，f扭转——复合减振器的扭转固有频率；
K扭转——外圈绕复合减振器的轴向的扭转刚度；
ρ——复合减振器的外圈的材料密度；
h——复合减振器的外圈的宽度；
r1——复合减振器的外圈的内径；
r2——复合减振器的外圈的外径；
并且，径向固有频率根据下述关系式确定：
Figure BDA0002510667950000152
其中，K径向——复合减振器的外圈沿半径方向的变形刚度；
f径向——复合减振器的径向固有频率。
经建模分析和实验，可以得到上述公式。
更具体地，从上述公式可知调整减振器橡胶的扭转刚度K扭转和径向刚度K径向，可以改变扭转频率和径向频率，改变减振器半径r1和r2，也可以改变扭转频率和径向频率。并且，还可根据上述公式确定扭转固有频率和径向固有频率之间的比例关系。即
Figure BDA0002510667950000153
根据该比例关系可方便计算减振效果。
更具体地，K扭转、K径向以及f扭转、f径向的矢量方向如实施例2中的图8所示。
在一种优选的实施方式中，步骤d中根据验证参数获得复合减振条件的方法包括：
d-1、根据外圈的质量的范围得到所需的外圈的转动惯量的半径范围；
d-2、根据扭转阻尼和径向阻尼确定橡胶材料；
d-3、根据径向固有频率和扭转固有频率确定复合减振器的橡胶的结构；
d-4、在满足扭转固有频率的基础上，根据径向固有频率添加附加模块。
具体地，因外圈材料是确定的，例如为铁，所以密度是确定的，根据外圈的质量的范围便可以得到所需的外圈的转动惯量的半径范围。d-3中的橡胶结构指截面结构，整个圆周内是否开孔等，目的是调整橡胶的刚度。由于参数跟通过调试找到可以同时起到两种减振效果的验证参数之后，需要进一步将验证参数转化为其所代表的符合减振器材料、模态和附加部分等，即转化为复合减振条件。其中，可以通过外圈的质量和转动惯量得到复合减振器的半径；根据阻尼确定复合减振器的橡胶材料，并进一步根据橡胶材料确定橡胶配方；根据径向固有频率和扭转固有频率确定复合减振器的橡胶的，例如橡胶的径向刚度和扭转刚度；根据径向固有频率还能确定需要条件的插片、销子等附件模块。
实施例2
一种复合减振器，如图8所示，包括安装骨架3、橡胶2和外圈1，并且橡胶2设置在安装骨架3上，外圈1套设在橡胶2上，复合减振器根据实施例1中的复合减振器的设计方法设计得到。
虽然通过参照本发明的某些优选实施方式，已经对本发明进行了图示和描述，但本领域的普通技术人员应该明白，以上内容是结合具体的实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。本领域技术人员可以在形式上和细节上对其作各种改变，包括做出若干简单推演或替换，而不偏离本发明的精神和范围。

Claims (10)

1.一种复合减振器的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
a、根据传动***有NVH抱怨时的扭转共振频率，调试复合减振器的扭转振动参数，获得所述复合减振器的扭转振动参数范围；
b、根据所述传动***有NVH抱怨时的径向共振频率，调试所述复合减振器的径向振动参数，获得所述复合减振器的径向振动参数范围；
c、根据所述扭转振动参数范围和所述径向振动参数范围，获得扭转振动和径向振动均符合减振要求时的复合减振器的验证参数；
d、根据所述验证参数，获得复合减振条件，并且根据所述复合减振条件试制样件装车验证。
2.根据权利要求1所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述步骤a和所述步骤b中获得所述扭转振动参数范围和所述径向振动参数范围的调试方法，包括以下步骤：
s1、建立径向振动模型，根据所述径向振动模型获得所述径向振动参数；
s2、根据所述径向振动参数得到径向振动幅度，并调整所述径向振动参数得到多个对应的所述径向振动幅度，根据每个所述径向振动幅度建立径向振动参数-振幅曲线；
s3、建立扭转振动模型，根据所述扭转振动模型获得所述扭转振动参数；
s4、根据所述扭转振动参数得到扭转振动幅度，并调整所述扭转振动参数得到多个对应的所述扭转振动幅度，根据每个所述扭转振动幅度建立扭转振动参数-振幅曲线；
s5、根据所述径向振动参数-振幅曲线得到所述径向振动参数范围，并且根据扭转振动参数-振幅曲线得到所述扭转振动参数范围。
3.根据权利要求2所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述扭转振动参数包括所述复合减振器的扭转固有频率、外圈的转动惯量和复合减振器的橡胶的扭转阻尼；
所述径向振动参数包括所述复合减振器的径向固有频率、外圈的质量和所述橡胶的径向阻尼；
所述橡胶的所述扭转阻尼和所述径向阻尼根据所述橡胶的材料确定。
4.根据权利要求3所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，根据径向影响因素确定所述径向固有频率，所述径向影响因素包括所述橡胶的材料和所述橡胶的径向刚度；
根据扭转影响因素确定所述扭转固有频率，所述扭转影响因素包括所述橡胶的材料和所述橡胶的扭转刚度。
5.根据权利要求4所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述径向影响因素和所述扭转影响因素均还包括所述复合减振器的外圈的半径，所述半径包括内径和外径。
6.根据权利要求5所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述径向影响因素还包括附加模块，所述附加模块包括设置在所述复合减振器上的销子、金属插片或与所述复合减振器的橡胶不同硬度的附加橡胶。
7.根据权利要求6所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述径向振动幅度与所述径向振动参数满足关系式：
Figure FDA0002510667940000021
其中，A1——复合减振器的径向振动幅度放大系数；
μ1——复合减振器的外圈的质量与传动***的质量比；
f1——复合减振器的径向固有频率与传动***的径向共振频率比；
g1——传动***的受径向激励频率与传动***的径向共振频率比；
ξ1——橡胶的径向阻尼比；并且，
所述扭转振动幅度与所述扭转振动参数满足关系式：
Figure FDA0002510667940000022
其中，A2——复合减振器的扭转振动幅度放大系数；
λ2——传动***的受扭转激励频率与传动***的扭转共振频率比；
α2——复合减振器的扭转固有频率与传动***的扭转共振频率比；
μ2——复合减振器的转动惯量与传动***转动惯量比；
ξ2——橡胶的扭转阻尼比。
8.根据权利要求7所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，扭转固有频率根据下述关系式确定：
Figure FDA0002510667940000031
其中，f扭转——复合减振器的扭转固有频率；
K扭转——外圈绕复合减振器的轴向的扭转刚度；
ρ——复合减振器的外圈的材料密度；
h——复合减振器的外圈的宽度；
r1——复合减振器的外圈的内径；
r2——复合减振器的外圈的外径；
并且，径向固有频率根据下述关系式确定：
Figure FDA0002510667940000032
其中，K径向——复合减振器的外圈沿半径方向的变形刚度；
f径向——复合减振器的径向固有频率。
9.根据权利要求8所述的复合减振器的设计方法，其特征在于，所述步骤d中根据所述验证参数获得所述复合减振条件的方法包括：
d-1、根据所述外圈的质量的范围得到所需的外圈的转动惯量的半径范围；
d-2、根据所述扭转阻尼和所述径向阻尼确定橡胶材料；
d-3、根据所述径向固有频率和所述扭转固有频率确定复合减振器的橡胶的结构；
d-4、在满足扭转固有频率的基础上，根据所述径向固有频率添加所述附加模块。
10.一种复合减振器，包括安装骨架、橡胶和外圈，并且所述橡胶设置在所述安装骨架上，所述外圈套设在所述橡胶上，其特征在于，所述复合减振器根据权利要求1-9任意一项所述的复合减振器的设计方法设计得到。
CN202010460217.6A 2020-05-27 2020-05-27 复合减振器的设计方法及复合减振器 Active CN113738801B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202010460217.6A CN113738801B (zh) 2020-05-27 2020-05-27 复合减振器的设计方法及复合减振器

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202010460217.6A CN113738801B (zh) 2020-05-27 2020-05-27 复合减振器的设计方法及复合减振器

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN113738801A true CN113738801A (zh) 2021-12-03
CN113738801B CN113738801B (zh) 2023-01-31

Family

ID=78723669

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202010460217.6A Active CN113738801B (zh) 2020-05-27 2020-05-27 复合减振器的设计方法及复合减振器

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN113738801B (zh)

Citations (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19542348A1 (de) * 1995-11-14 1997-05-15 Freudenberg Carl Fa Torsionsschwingungsdämpfer
KR20110061393A (ko) * 2009-12-01 2011-06-09 현대자동차주식회사 자동차용 토션빔 액슬 타입 리어 현가장치
CN102968537A (zh) * 2012-11-30 2013-03-13 北京航空航天大学 一种行星齿轮传动***扭转振动固有特性分析方法
CN104024684A (zh) * 2012-01-11 2014-09-03 蒂森克虏伯比尔施泰因有限公司 用于车辆的悬挂支柱
CN104791415A (zh) * 2015-04-14 2015-07-22 郑州宇通客车股份有限公司 一种动力盘及使用该动力盘的扭转减振器、传动***和汽车
CN106096131A (zh) * 2016-06-12 2016-11-09 山东理工大学 外偏置非同轴式驾驶室稳定杆***变形的计算方法
CN106446354A (zh) * 2016-09-05 2017-02-22 北京理工大学 混合动力客车传动***扭振预测及消除方法
CN107398784A (zh) * 2017-09-15 2017-11-28 河南理工大学 单激励使砂轮产生径‑扭复合振动的超声磨削方法及***
CN107862152A (zh) * 2017-11-20 2018-03-30 中车株洲电力机车有限公司 非线性的抗蛇形减振器的结构参数优化设计方法
CN209124311U (zh) * 2018-10-30 2019-07-19 河南理工大学 新型弯-扭复合振动超声切削装置
CN110083994A (zh) * 2019-05-31 2019-08-02 吉林大学 一种行星混联式混合动力***扭振优化方法

Patent Citations (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19542348A1 (de) * 1995-11-14 1997-05-15 Freudenberg Carl Fa Torsionsschwingungsdämpfer
KR20110061393A (ko) * 2009-12-01 2011-06-09 현대자동차주식회사 자동차용 토션빔 액슬 타입 리어 현가장치
CN104024684A (zh) * 2012-01-11 2014-09-03 蒂森克虏伯比尔施泰因有限公司 用于车辆的悬挂支柱
CN102968537A (zh) * 2012-11-30 2013-03-13 北京航空航天大学 一种行星齿轮传动***扭转振动固有特性分析方法
CN104791415A (zh) * 2015-04-14 2015-07-22 郑州宇通客车股份有限公司 一种动力盘及使用该动力盘的扭转减振器、传动***和汽车
CN106096131A (zh) * 2016-06-12 2016-11-09 山东理工大学 外偏置非同轴式驾驶室稳定杆***变形的计算方法
CN106446354A (zh) * 2016-09-05 2017-02-22 北京理工大学 混合动力客车传动***扭振预测及消除方法
CN107398784A (zh) * 2017-09-15 2017-11-28 河南理工大学 单激励使砂轮产生径‑扭复合振动的超声磨削方法及***
CN107862152A (zh) * 2017-11-20 2018-03-30 中车株洲电力机车有限公司 非线性的抗蛇形减振器的结构参数优化设计方法
CN209124311U (zh) * 2018-10-30 2019-07-19 河南理工大学 新型弯-扭复合振动超声切削装置
CN110083994A (zh) * 2019-05-31 2019-08-02 吉林大学 一种行星混联式混合动力***扭振优化方法

Also Published As

Publication number Publication date
CN113738801B (zh) 2023-01-31

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Wellmann et al. Aspects of driveline integration for optimized vehicle NVH characteristics
Liu et al. Vibration isolation analysis of clutches based on trouble shooting of vehicle accelerating noise
Lewitzke et al. Application of elastomeric components for noise and vibration isolation in the automotive industry
KR20130030945A (ko) 피치축을 지지하는 엔진 마운팅 구조
Manchi et al. Torsional vibration reduction of rotating shafts for multiple orders using centrifugal double pendulum vibration absorber
Naghate et al. Modal analysis of engine mounting bracket using FEA
Ghorpade et al. Finite element analysis and natural frequency optimization of engine bracket
He et al. Parametric Investigation of Dual‐Mass Flywheel Based on Driveline Start‐Up Torsional Vibration Control
CN113738801B (zh) 复合减振器的设计方法及复合减振器
CN113536477A (zh) 一种装载机隔振装置的参数设计和隔振性能分析评估方法
Hazra et al. A review paper on recent research of noise and vibration in electric vehicle powertrain mounting system
Courteille et al. Multi-objective robust design optimization of an engine mounting system
Castellazzi et al. Vehicle driveability: dynamic analysis of powertrain system components
Courteille et al. New analytical method to evaluate the powerplant and chassis coupling in the improvement vehicle NVH
Dorfi et al. Vibration modes of radial tires: application to non-rolling and rolling events
CN212796441U (zh) 一种动力吸振器、扭力梁总成以及车辆
CN110195740B (zh) V型6汽缸发动机的曲轴
CN109383261A (zh) 一种悬置***优化方法和装置
Zhang et al. Modal analysis of a lightweight engine hood design considering stamping effects
Findeisen et al. NVH Optimization of Driveline with Mathematical Optimization Methods
Kim et al. A Study on Natural Frequency Characteristic of the Side Member as a Vibration Transfer Path of the Vehicle
Channamaneni et al. A systematic approach towards engine mounting system vibration isolation performance validation in commercial vehicles
Maddula et al. Application of multiple dynamic vibration absorbers to reduce NVH risks caused by alternative half shaft design
CN115455574B (zh) 一种增程动力***设计方法
Ambardekar et al. A robust solution for a power-train mounting system for automotive NVH refinements

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant