动力传动系统的振动分析

1汽车系统动力学马天飞第七章动力传动系统的振动分析2第一节扭转系统的激振源动力传动系统的扭振模型汽车系统动力学马天飞3系统的激励源发动机输出的交变力矩是导致整个传动系统产生扭转振动的主要原因。单个气缸对曲轴产生的转矩式中，T0为平均转矩；ω为发动机曲轴角速度；k为阶数，对于四冲程发动机，k=0.5,1,1.5……；Tk和αk分别为第k阶简谐分量的幅值和初相位。汽车系统动力学马天飞10tsinkkk)α(kωTTT4系统的激励源对于多缸发动机，其激振转矩等于各缸转矩的和。以四冲程六缸发动机为例，三阶谐量不能相互抵消，将激发传动系统的扭转振动。其他低阶谐量的和矢量为零。由此推断，阶数为3的整数倍的旋转矢量同相；这些简谐分量称为主谐量；其阶数称为主谐数。最低主阶数等于发动机曲轴每一转的点火次数。汽车系统动力学马天飞5传动系的其他激励变速器激励是由齿轮啮合过程中的载荷波动引起的。不等速万向节在传递转矩时，输出转矩将产生周期性波动。轮胎、轮辋等旋转部件的不平衡质量，不平路面的激励均可引起传动系统的扭振。汽车系统动力学马天飞系统的激励源6第二节扭转系统模型与分析扭振系统力学模型首端与发动机相连，末端通过弹性轮胎与车辆平动质量相连。忽略系统阻尼，成为多个刚度圆盘弹性连接的无阻尼振动系统。汽车系统动力学马天飞7当量转动惯量的计算不同转速零部件的转动惯量换算成与曲轴同转速条件下的转动惯量。车辆平动质量的当量转动惯量两圆盘间弹性轴的当量扭转刚度K，可根据实际扭转刚度，按照弹性变形能相等的原则计算。半轴轴段的当量扭转刚度汽车系统动力学马天飞扭振系统力学模型202g2dt14/iirmJ202g1212/iiKK当量扭转刚度的计算8扭振系统动力学方程矩阵形式的动力学方程汽车系统动力学马天飞NKθθCθJ9固有频率与振型分析对于系统无阻尼自由振动方程可以求出扭振系统的固有频率和所对应的振型。该货车四档模态分析结果如表7-2。振型向量表示的是各自由度同步运动的幅值比。汽车系统动力学马天飞0KθθJ10三节点振型图分析振型图中振幅为零的质点称为节点。节点处振幅最小，扭转切应力最大，是危险截面。由振型图可知危险截面所在的部件。本例节点位于变速器一轴处、半轴处和驱动轮处。低阶振型的节点都位于传动系统上。汽车系统动力学马天飞固有频率与振型分析11系统频率响应分析汽车平动质量当量角加速度频率响应特性固有频率处出现了明显的共振尖峰；增加各扭转模态的阻尼，可以有效地降低共振幅值。汽车系统动力学马天飞固有频率与振型分析12发动机临界转速当发动机转矩主谐量的频率与扭振系统固有频率一致时，系统便发生共振；引起共振时的发动机转速称为发动机的临界转速。式中，ft为传动系统固有频率；k为主谐量的阶数。发动机激励转矩高阶谐量的幅值较小，共振相对较弱；高阶模态的频率较高，其共振激励的幅值也就较小，危害也较小。汽车系统动力学马天飞kfn/30tc,e13研究表明，对于四冲程发动机而言，六缸机的3阶主谐量和四缸机的2阶主谐量往往能够激起传动系统的三节点振型（与3阶模态相对应）。此时的共振幅值达到最大值。振型图中节点处的振型线越陡，承受的共振载荷就越大。在本例的三节点振型中，飞轮与变速器一轴间的轴段振型线最陡，说明共振载荷最大。汽车系统动力学马天飞发动机临界转速14第三节动力传动系统的减振措施基本原理调整系统固有频率改变远离节点处（如：飞轮）的转动惯量；改变某些轴段处的扭转刚度，如采用弹性联轴器。提高阻尼以衰减共振振幅液力耦合器和液力变矩器具有良好的阻尼特性汽车系统动力学马天飞15动力传动系统的减振措施扭转减振器降低扭转刚度，提高系统阻尼；采用多组弹簧，使其扭转刚度在不同转速下是不同的，移频效果较好；双质量飞轮通过附加质量的弹性连接，可大幅衰减振动；降低了系统固有频率，避免了柴油机怠速共振。汽车系统动力学马天飞