07-動力傳動系統(tǒng)的振動分析-車輛系統(tǒng)動力學課件

1汽車系統(tǒng)動力學馬天飛第七章

動力傳動系統(tǒng)的振動分析4系統(tǒng)的激勵源對于多缸發(fā)動機，其激振轉矩等于各缸轉矩的和。以四沖程六缸發(fā)動機為例，三階諧量不能相互抵消，將激發(fā)傳動系統(tǒng)的扭轉振動。其他低階諧量的和矢量為零。由此推斷，階數(shù)為3的整數(shù)倍的旋轉矢量同相；這些簡諧分量稱為主諧量；其階數(shù)稱為主諧數(shù)。最低主階數(shù)等于發(fā)動機曲軸每一轉的點火次數(shù)。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛5傳動系的其他激勵變速器激勵是由齒輪嚙合過程中的載荷波動引起的。不等速萬向節(jié)在傳遞轉矩時，輸出轉矩將產(chǎn)生周期性波動。輪胎、輪輞等旋轉部件的不平衡質量，不平路面的激勵均可引起傳動系統(tǒng)的扭振。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛系統(tǒng)的激勵源6第二節(jié)扭轉系統(tǒng)模型與分析

扭振系統(tǒng)力學模型首端與發(fā)動機相連，末端通過彈性輪胎與車輛平動質量相連。忽略系統(tǒng)阻尼，成為多個剛度圓盤彈性連接的無阻尼振動系統(tǒng)。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛7

當量轉動慣量的計算不同轉速零部件的轉動慣量換算成與曲軸同轉速條件下的轉動慣量。車輛平動質量的當量轉動慣量兩圓盤間彈性軸的當量扭轉剛度K，可根據(jù)實際扭轉剛度，按照彈性變形能相等的原則計算。半軸軸段的當量扭轉剛度汽車系統(tǒng)動力學馬天飛扭振系統(tǒng)力學模型

當量扭轉剛度的計算8

扭振系統(tǒng)動力學方程矩陣形式的動力學方程汽車系統(tǒng)動力學馬天飛9

固有頻率與振型分析對于系統(tǒng)無阻尼自由振動方程可以求出扭振系統(tǒng)的固有頻率和所對應的振型。該貨車四檔模態(tài)分析結果如表7-2。振型向量表示的是各自由度同步運動的幅值比。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛10三節(jié)點振型圖分析振型圖中振幅為零的質點稱為節(jié)點。節(jié)點處振幅最小，扭轉切應力最大，是危險截面。由振型圖可知危險截面所在的部件。本例節(jié)點位于變速器一軸處、半軸處和驅動輪處。低階振型的節(jié)點都位于傳動系統(tǒng)上。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛固有頻率與振型分析11

系統(tǒng)頻率響應分析汽車平動質量當量角加速度頻率響應特性固有頻率處出現(xiàn)了明顯的共振尖峰；增加各扭轉模態(tài)的阻尼，可以有效地降低共振幅值。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛固有頻率與振型分析12

發(fā)動機臨界轉速當發(fā)動機轉矩主諧量的頻率與扭振系統(tǒng)固有頻率一致時，系統(tǒng)便發(fā)生共振；引起共振時的發(fā)動機轉速稱為發(fā)動機的臨界轉速。式中，ft為傳動系統(tǒng)固有頻率；

k為主諧量的階數(shù)。發(fā)動機激勵轉矩高階諧量的幅值較小，共振相對較弱；高階模態(tài)的頻率較高，其共振激勵的幅值也就較小，危害也較小。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛13研究表明，對于四沖程發(fā)動機而言，六缸機的3階主諧量和四缸機的2階主諧量往往能夠激起傳動系統(tǒng)的三節(jié)點振型（與3階模態(tài)相對應）。此時的共振幅值達到最大值。振型圖中節(jié)點處的振型線越陡，承受的共振載荷就越大。在本例的三節(jié)點振型中，飛輪與變速器一軸間的軸段振型線最陡，說明共振載荷最大。汽車系統(tǒng)動力學馬天飛發(fā)動機臨界轉速14第三節(jié)動力傳動系統(tǒng)的減振措施

基本原理調整系統(tǒng)固有頻率改變遠離節(jié)點處（如：飛輪）的轉動慣量；改變某些軸段處的扭轉剛度，如采用彈性聯(lián)軸器。提高阻尼以衰減共振振幅液力耦合器和液力變矩器具有良好的阻尼特性汽車系統(tǒng)動力學馬天飛15

動力傳動系統(tǒng)的減振措施扭轉減振器降低扭轉剛度，提高系統(tǒng)阻尼；采用多組彈簧，使其扭轉剛度在不同轉速下是不