汽车双质量飞轮安全结构.pdf

本发明公开了一种汽车双质量飞轮安全结构，包括初级飞轮、次级飞轮和联结盖，所述联结盖最大直径圆周面的外壁为类椭圆型线，该类椭圆型线由第一象限的等角螺旋线关于X轴镜像所得曲线再进行Y轴镜像得到；所述次级飞轮内圈对称分布有两个凸台，凸台弧线是半径为R张角为β0且对称的圆弧，所述类椭圆型线的短轴小于凸台最高点到圆心的距离，类椭圆型线的长轴小于次级飞轮内圈的半径。本发明结构能在双质量飞轮内部破坏(如弹簧失效)后，仍能传递发动机动力，保证汽车正常行驶，避免动力突断而出现的行车事故。

权利要求书
1.  汽车双质量飞轮安全结构，包括初级飞轮(1)、次级飞轮(5)和联结盖(6)，在 初级飞轮外圆周面设有启动齿圈，在初级飞轮内圆周面均匀设有若干凸缘，在相邻两凸缘 之间分别设有减振器，每个减振器由两弹簧座和位于两弹簧座之间的弹簧构成；联结盖为 双台阶形成的具有三道表面直径依次增大的外圆周面结构，联结盖第一级台阶与初级飞轮 通过螺栓固定连接；其特征在于：所述联结盖(6)最大直径圆周面的外壁为类椭圆型线(7)， 该类椭圆型线(7)由第一象限的等角螺旋线关于X轴镜像所得曲线再进行Y轴镜像得到； 所述次级飞轮(5)内圈对称分布有两个凸台(8)，凸台弧线是半径为R张角为β0且对称的 圆弧，所述类椭圆型线(7)的短轴小于凸台(8)最高点到圆心的距离，类椭圆型线(7) 的长轴小于次级飞轮内圈(11)的半径；
所述联结盖(6)能与次级飞轮(5)发生相对转动，双质量飞轮正常工作时，次级飞 轮的凸台与联结盖的类椭圆型线不接触；当减振器失效后，次级飞轮的凸台与联结盖的类 椭圆型线楔入自锁，使初级飞轮、次级飞轮不分离，继续将发动机动力传递到离合器。

2.  根据权利要求1所述的汽车双质量飞轮安全结构，其特征在于，所述联结盖类椭圆 型线的长轴b和短轴a之比以保证类椭圆型线上任意一点的法线与极径方向 近似重合。

3.  根据权利要求1所述的汽车双质量飞轮安全结构，其特征在于，所述凸台的张角 β0大于最大楔入角度θ’max；并且还满足下述条件，
R-a＜1.5mm；R-R1＝10～13mm；R2-R＝70～80mm；R3-b＜3mm；ψ0＝ψ’+(5°-10°)；
其中，R为凸台弧线半径；R1为联结盖内圈半径，R2为次级飞轮外圆半径，R3为次级飞 轮内圆半径；a和b分别为联结盖型线的短轴和长轴长度；ψ0为初始相对扭转角；ψ’为 弹簧达到最大压缩量时的初、次级飞轮间的相对扭转角。

说明书汽车双质量飞轮安全结构
技术领域
本发明涉及汽车双质量飞轮，具体指一种汽车双质量飞轮安全结构，本结构能在双质 量飞轮内部破坏后，仍能传递发动机动力，属于汽车技术领域。
背景技术
随着汽车的逐渐普及以及行车时对生命安全要求的提高，安全行驶受到越来越成多的 关注。双质量飞轮是汽车传动系的重要组成部件，也是影响汽车安全的关键。在工作过程 中，双质量飞轮内部的减振弹簧会发生频繁的伸缩，弹簧座与次级飞轮将发生频繁的撞击， 使减振器寿命受到极大的影响。且双质量飞轮为全密封部件，拆开后即报废，无法像发动 机和变速箱一样实施定时检修，也无法预知减振元件何时破坏，因此为提高双质量飞轮的 使用寿命，减小弹簧磨损、提高减振器寿命以减小内部弹簧与弹簧座被压溃等情况，通常 在弹簧室内加润滑油脂，以减小弹簧室内发热及弹簧座磨损；有些在弹簧末端增加止动销， 当弹簧工作到极限转角时由止动销起保护作用，同时增加弹簧护片以保护弹簧；有的采用 橡胶弹簧代替螺旋弹簧；有的通过改变飞轮侧壁和弹簧间组件以避免弹簧磨损。
但上述方法仅仅在于提高弹簧等部件寿命，不能在弹簧或弹簧座失效后起到安全保护 作用，当弹簧或弹簧座失效后，发动机动力将不能传递到离合器，出现动力突断，如果行 车时出现此情况，很可能发生交通事故。
发明内容
针对现有技术存在的上述不足，本发明的目的在于提供一种基于自锁原理的汽车双质 量飞轮安全结构，本结构能在双质量飞轮内部破坏(如弹簧失效)后，仍能传递发动机动 力，保证汽车正常行驶，避免动力突断而出现的行车事故。
本发明的技术方案是这样实现的：
汽车双质量飞轮安全结构，包括初级飞轮、次级飞轮和联结盖，在初级飞轮外圆周面 设有启动齿圈，在初级飞轮内圆周面均匀设有若干凸缘，在相邻两凸缘之间分别设有减振 器，每个减振器由两弹簧座和位于两弹簧座之间的弹簧构成；联结盖为双台阶形成的具有 三道表面直径依次增大的外圆周面结构，联结盖第一级台阶与初级飞轮通过螺栓固定连接； 其特征在于：所述联结盖最大直径圆周面的外壁为类椭圆型线，该类椭圆型线由第一象限 的等角螺旋线关于X轴镜像所得曲线再进行Y轴镜像得到；所述次级飞轮内圈对称分布有 两个凸台，凸台弧线是半径为R张角为β0且对称的圆弧，所述类椭圆型线的短轴小于凸台 最高点到圆心的距离，类椭圆型线的长轴小于次级飞轮内圈的半径；
所述联结盖能与次级飞轮发生相对转动，双质量飞轮正常工作时，次级飞轮的凸台与 联结盖的类椭圆型线不接触；当减振器失效后，次级飞轮的凸台与联结盖的类椭圆型线楔 入自锁，使初级飞轮、次级飞轮不分离，继续将发动机动力传递到离合器。
进一步地，所述联结盖类椭圆型线的长轴b和短轴a之比以保证类椭圆 型线上任意一点的法线与极径方向近似重合。
更进一步地，所述凸台的张角β0大于最大楔入角度θ’max；并且还满足下述条件，
R-a＜1.5mm；R-R1＝10～13mm；R2-R＝70～80mm；R3-b＜3mm；ψ0＝ψ’+(5°-10°)；
其中，R为凸台弧线半径；R1为联结盖内圈半径，R2为次级飞轮外圆半径，R3为次级飞 轮内圆半径；a和b分别为联结盖型线的短轴和长轴长度；ψ0为初始相对扭转角；ψ’为 弹簧达到最大压缩量时的初、次级飞轮间的相对扭转角。
相比现有技术，本发明具有如下有益效果：
1、本发明在双质量飞轮内部失效后，使凸台楔入后与联结盖外型线接触实现自锁，将 初次级飞轮结合为一体成为单质量飞轮，起到很好的安全保护作用，避免在行车时出现动 力突断，发生危险。只通过改变减振器不能从根本上杜绝危险，当弹簧或弹簧座达到寿命 后，仍然会造成行车危险，本结构能从根本上杜绝危险的发生。
2、本发明选用等角螺旋线能保证型线任意处的法线与原点到该点连线的夹角为定值， 可以确保接触前后满足自锁条件，并且计算简单。
3、本发明结构及加工简单，没有增加机构或者零件，便于实现，成本较低，仅在次级 飞轮内圈增加对称的两个凸台及改变联结盖外型线，就能实现自锁。
4、本发明自锁接触，能保证在达到车辆最大扭矩时只发生弹性变形，不会将凸台或联 结盖压溃，保证结构的可靠性。同时弹性变形量小可用变形前曲线参数进行传递扭矩的计 算，简化了计算，减小了计算量。
附图说明
图1为本发明汽车双质量飞轮的半剖正面示意图。
图2为本发明汽车双质量飞轮全剖侧面示意图。
图3为等角螺旋线的第I象限图。
图4为联结盖外型线图。
图5为联结盖示意图。
图6为联结盖剖面图。
图7为接触点力分析图。
图8为自锁型线分析图。
图9为安全装置结构参数图。
图10为联结盖受力分析图。
图11联结盖与凸台的变形量曲线图。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细地说明。
图1和图2为装有安全结构的双质量飞轮的示意图，主要包括初级飞轮1、次级飞轮5 和联结盖6，在初级飞轮1外圆周面设有启动齿圈，在初级飞轮内圆周面均匀设有若干凸缘， 在相邻两凸缘之间分别设有减振器，每个减振器由两弹簧座和位于两弹簧座之间的弹簧构 成。联结盖为双台阶形成的具有三道表面直径依次增大的外圆周面结构，从背面看，中间 形成以型线9为边缘的凹陷，凹陷对应于联结盖正面形成的第一级台阶，凹陷处均布6个 连接孔10，与初级飞轮1的6个孔对应并通过螺栓固连，对称布置的孔12为定位孔，图5 为联结盖的正面图，图6为其剖面图。
所述联结盖6最大直径圆周面的外壁为类椭圆型线7，该类椭圆型线7由第一象限的等 角螺旋线关于X轴镜像所得曲线再进行Y轴镜像得到，第一象限的等角螺旋线如图3所示， 类椭圆型线7如图4所示。所述次级飞轮5内圈对称分布有两个凸台8，凸台弧线是半径为 R张角为β0且对称的圆弧，所述类椭圆型线7的短轴小于凸台8的半径R，类椭圆型线7 的长轴小于次级飞轮内圈11的半径。所述联结盖6能与次级飞轮5发生相对转动，双质量 飞轮正常工作时，发动机动力经初级飞轮1传递到弹簧座2挤压弹簧3推动弹簧座4，带动 次级飞轮5转动，此时次级飞轮的凸台8与联结盖的类椭圆型线7不接触。当减振器失效 后，次级飞轮的凸台8与联结盖的类椭圆型线7楔入自锁，使初级飞轮1、次级飞轮5不分 离，继续将发动机动力传递到离合器。
为满足上述要求，图9各尺寸需满足一定要求：联结盖类椭圆型线的长轴和短轴之比 为以保证类椭圆型线上任意一点的法线与极径方向近似重合。为保证最大转 矩条件下楔入的接触面尽可能大，以减小接触应力，并使凸台张角β0大于最大楔入的角度 θ’max＝θmax-θ0。
图9各圆弧径向几何参数的约束关系需满足：
R-a＜1.5mm，R-R1＝10～13mm
R2-R＝70～80mm，R3-b＜3mm
联结盖与次级飞轮凸台在减振弹簧失效后才接触，因此初始相对扭转角ψ0应比弹簧达 到最大压缩量时的初、次级飞轮间的相对扭转角ψ’更大，因此取
ψ0＝ψ’+(5°-10°)
其中，R为凸台弧线半径；R1为联结盖内圈半径，R2为次级飞轮外圆半径，R3为次级飞 轮内圆半径；a和b分别为联结盖型线的最短和最长极径；ψ0为初始相对扭转角；ψ’为 弹簧达到最大压缩量时的初、次级飞轮间的相对扭转角；
其原理如下：如图7所示，-ω为联结盖6与次级飞轮松脱方向，联结盖某接触点G所 受正压力N与摩擦力F的合力为FR，n-n为联结盖G点的法线。若合力FR的方向始终在极径 OG的右侧，则松脱方向将始终与合力矩方向相反，实现自锁。
为摩擦角，α为接触点极径与法线的夹角，简称极法角。联结盖楔入后与次级飞轮内 环上凸台任一接触点的合力方向都满足即合力FR对点O的力距方向与松脱方向相反， 则能保证楔入后自锁不松脱。
构成联结盖外型线的方法可采用如渐开线、椭圆曲线及螺旋线，但必须保证变形前后 外型线的极法角小于摩擦角，为了减小后期计算的复杂性，这里选用等角螺旋线，因为该 线上任一点的极法角不变为定值，摩擦角也为定值，且变形前后极法角几乎不变化，只要 保证未变形型线的极法角小于摩擦角就能实现变形后型线的自锁。
如图8所示点G为联结盖型线上任一点，其极径为ρ，G’为该型线上点G的一个临近点， 极角增量为Δθ，极径增量为Δρ，当Δθ趋于零时，G’为点G的切线方向，∠OGE趋近于 直角，且∠G’GE＝α，由直角三角形ΔG’GE得：
tan α = G ′ E EG = Δρ ρΔθ = dρ ρdθ ]]>
设λ＝tanα，有
dρ ρ = λdθ - - - ( 1 ) ]]>
对上式积分，得型线方程为
ρ＝aeλθ    (2)
为满足前述要求，只需令λ＜μ(摩擦系数)，即能保证自锁。将式(2)中ρ与θ关系曲 线的第I象限先进行X轴镜像，所得型线再进行Y轴镜像，构成联结盖外型线。
汽车双质量飞轮安全装置的弹性接触力学模型与转矩特性分析：
将安全保护装置简化为二维平面结构进行分析，如图9所示，坐标系Oxy建立在联结 盖6上，次级飞轮5转过初始相对扭转角ψ0时，联结盖类椭圆型线与凸台弧线发生接触并 交于点G0，凸台弧线是半径为R张角为β0且关于线m-m对称的圆弧，次级飞轮外圆半径为 R2，内圆半径为R3。联结盖型线的短轴和长轴分别为a和b。
两凸台对称布置，接触情况相同，仅分析单个接触。当时，ρ＝b，代入式(2)得
λ = 2 π ln b a - - - ( 3 ) ]]>
因λ＝tanα，故
α = arctan ( 2 π ln b a ) - - - ( 4 ) ]]>
将式(3)带入式(2)得类椭圆型线第I象限的型线方程
ρ = a e ( 2 π ln b a ) θ - - - ( 5 ) ]]>
凸台与联结盖开始接触时，联结盖的极径与凸台半径相等，有θ0为接触 点G0所对应的极角，根据几何关系有
ψ 0 = π 2 ln R a ( ln b a ) - 1 - β 0 2 - - - ( 6 ) ]]>
相对扭转角ψ逐渐增大时，凸台被继续楔入，联结盖与次级飞轮凸台发生接触变形。 如图10所示，以联结盖为分析对象，G为联结盖变形前约束型线η上一点，G1为G变形后 对应的点。由于弹性变形量较小，假设变形后曲线η1的法线沿η法线方向不变，则G1点所 受正压力N与G1G共线，摩擦力F垂直于N，FR为正压力N和摩擦力F的合力。α为曲线η 的极法角，α1为正压力N与G1点极径的夹角。
考虑联结盖与次级飞轮接触作用的弹性变形，运用Winkler模型对弹性接触变形进行 计算。Winkler模型将接触界面视为一系列相互独立的弹簧，每一点所受的压力与其法向变 形量成正比，G1点的接触应力为
σ = E 1 ξ 1 l 1 = E 2 ξ 2 l 2 - - - ( 7 ) ]]>
式中E1和E2分别为联结盖与凸台的弹性模量，ξ1为联结盖变形量，ξ2为次级飞轮凸 台处的变形量。l1、l2分别为联结盖和凸台在接触点G1的法向厚度。
所作的设计实践表明，a与b相差很小类椭圆型线近似于圆，法向直 线与极径近似重合，法向厚度可用极径方向厚度替代，于是，由图9几何关系有
l 1 = ρ - R 1 l 2 = R 2 - R - - - ( 8 ) ]]>
联结盖与凸台的接触变形量之和为过盈量ρ-R，即
ξ1+ξ2＝ρ-R    (9)
联立式(7)与式(9)，解得
ξ 1 = ( ρ - R ) E 2 l 1 E 1 l 2 + E 2 l 1 - - - ( 10 ) ]]>
将式(8)与式(10)代入式(7)可求得接触应力
σ = ( ρ - R ) E 1 E 2 E 1 ( R 2 - R ) + E 2 ( ρ - R 1 ) - - - ( 11 ) ]]>
在三角形△GG1O中，根据余弦定理有
ρ 1 = ρ 2 + ξ 1 2 - 2 ρ ξ 1 cos α - - - ( 12 ) ]]>
式中：ρ1为G1点极径。
由正弦定理可以求得变形后的极法角
α 1 = arcsin ( ρ sin α ρ 1 ) - - - ( 13 ) ]]>
在三角形△GG1O中，OG与OG1所夹的极法角之差为
δ＝α1-α    (14)
所传递的转矩的计算方法为：
假设联结盖轴向厚度为h，如图6所示，将接触面分成微元矩形面积之和，微元面积 dA上的正压力为
N＝σdA＝σhρ1dθ    (15)
正压力N与合力FR所夹的摩擦角为得微元面合力为

根据图10几何关系得松脱趋势时合力FR对O点的力臂为

若联结盖与凸台楔入，则点G1所受的摩擦力与图6的F大小相等方向相反，此时合力 与FR关于压力N所在直线对称，合力对O点的力臂为

G1点所传递的微元转矩为合力与力臂的乘积
dT1＝FRL1    (19)
dT2＝FRL2    (20)
式中dT1、dT2分别为微元松脱时的自锁转矩与楔入转矩。
当凸台继续楔入，且相对扭转角为ψ时，凸台与联结盖接触角度θ的范围为(θ0，θ)， 其中楔入角度θ’＝θ-θ0，由于对称性，分别对dT1、dT2积分并 乘以2求得松脱时的自锁转矩T1与楔入转矩T2


由于变形量小，变形曲线与未变形曲线几乎重合，因此在式(21)和式(22)中的α1可用 α替代，ρ1可用ρ替代，替换后对结果影响小，误差在实际工程计算中可忽略，但简化后 加快了设计的计算过程，提高了设计效率。简化后的转矩计算式为


实施例1
2.0L小轿车发动机双质量飞轮安全装置如图1、图2所示。
发动机最大输出转矩Tmax＝192N·m，减振弹簧压缩到最大量时初、次级飞轮的相对扭转 角为ψ’＝21°，联结盖材料为45钢，弹性模量为E1＝2.1×105MPa，屈服强度为σs1＝500MPa。 次级飞轮材料为球墨铸铁，E2＝1.5×105MPa，屈服强度为σs2＝480MPa。接触面摩擦因数μ ＝0.17，接触面厚度为h＝8.5mm。图9各尺寸参数为R1＝50mm、R2＝137.05mm、a＝60mm、b＝62.5mm、 R＝60.9mm、R3＝64.5mm、β0＝12°。通过计算得如下参数α＝1.49°，ψ0＝26.83°，θ0＝32.83°， 摩擦角楔入角度θ’＝6°时，变形量ξ1、ξ2与扭转角θ的关系曲线如 图11所示；由图11知，与结构尺寸相比，变形量很小，且联结盖变形量ξ1远小于次级飞 轮凸台处的变形量ξ2。因此，以上所假设的联结盖变形前后法线方向不变是成立的。最大 极法角之差为3.805×10-4°，数值极小，因此变形前后极法角基本不变，满足了变形后α1仍能小于摩擦角的自锁要求。
应力σ随θ增大而增大，当楔入角度θ’＝6°即θmax＝38.83°时，楔入扭矩达到发动机 最大扭矩192N·m，此时最大理论计算接触应力σ为296.2MPa。联结盖与凸台的屈服极限 σs与最大理论接触应力的比值即安全系数分别为1.69和1.62，满足要求。简化前后转矩 差值最大为0.029N·m，最大相对误差为0.02％，该误差在工程实践中可以忽略。
最后需要说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管申请人 参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，对本发明的 技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本技术方案的宗旨和范围，均应涵盖在本发明 的权利要求范围当中。