车辆动力学(6)- 传动系统扭振-发动机激励+自由振动
车辆动力学理论
j W = 0.89610 F(f ) f
3
四、车辆运行平稳性及评定标准
我国铁路客车运行平稳性等级
平稳性等级 1级 2级 3级
评 定 优 良好 合格
平稳性指标 <2.5 2.5～2.75 2.75～3
四、车辆运行安全性及其评估标准
1．轮对脱轨条件及评定指标 一般条件下，车辆从直线进入曲线，其转向是在轮轨导向力 作用下完成的。这时前轮对的外侧车轮轮缘紧靠外轨，轮轨 接触力如图所示。车轮在侧向力推动下逐渐爬上轨头。到达 轮缘圆弧拐点时,如车轮不能滑回原位，则出现脱轨临界状态。 此时车轮很有可能在Ｑ１力作用下维持上升趋势直至脱轨发 生。因此拐点处的临界状态是爬轨的分析条件。Ｑ１及Ｐ1 是外轮作用给轨头的力，而Ｎ1及µ1 Ｎ1力则是轮轨接触处给 车轮的法向力及切向力。它们是一对作用力与反作用力。其 平衡方程式为
四、车辆运行安全性及其评估标准
P1 sin α 1 − Q1 cos α 1 = µ1 N 1 N1 = P1 cos α 1 + Q1 sin α1
四、车辆运行安全性及其评估标准
式中，µ1为摩擦因数，α1为轮缘角。方程的解为：
Q1 tan α1 − µ1 = P1 1 + µ1 tan α1
此表达式是车轮在爬轨过程中维持在拐点的平衡条件。可知α1角越大或 摩擦因数越小，就越不易发生脱轨。
∆P ≥ P
tan α1 − µ1 tan α 2 + µ 2 1 + µ tan α − 1 − µ tan α 2 1 2 2
tan α1 − µ1 tan α 2 + µ 2 1 + µ tan α + 1 − µ tan α 2 1 2 2
车辆动力学(7)- 传动系统扭振-强迫振动
17
K8
10 11 38 41
i=1.0833
9
i=0.95455
K7
39
i=0.7857
42
i=1.0384
43
40
K24 K6
i=0.8571
K25 44 K26
45
50 8 7
i=0.8684
K29
49
i=1.1628
K27
46
K28
52
48 47 59 56
6
C5
K30
51
i=0.7162 i=0.6038
5
行 星 传 动
啮合力N
步长10-6s
练习：多缸发动机激励分析
已知解放６１０２Q柴油机的发火顺序为１－５－３－６－２－４，当第一缸处于下列曲轴位 置时，所对应的扭矩值如表所列：
当第一缸处于270°CA时，将此刻其余各缸的扭矩值及此刻的合成扭矩值填入下表中。
变速箱4200/min时空载齿轮副啮合力变化 （电机作为动力，输入转矩为常值）
8000 6000 4000
啮合力N
2000 0 -2000 -4000 -6000 -8000 6
定 轴 传 动
6.5 7 7.5 8 8.5 9 9.5 10 x 10
4
4000 3000 2000 1000
0 -1000 -2000 -3000 -4000 -5000 -6000 1.3 1.32 1.34 1.36 1.38 1.4 x 10
h
M
A h
Wh
四、线性系统扭转强迫振动数学模型及求解
J ( t ) C ( t ) K ( t ) M ( t )
汽车动力传动系统扭振ODS测试分析与应用
汽车动力传动系统扭振ODS测试分析与应用李小亮【摘要】完成某匹配直列四缸柴油发动机前置、后轮驱动、手动变速箱皮卡车的动力传动系统扭振工作变形测试,确定其第2阶扭振峰值频率与振型;建立该车动力传动系扭振仿真模型,分析得到与实测相同工况的动力传动系第2阶扭振模态;对标仿真分析与实际测试的第2阶扭振峰值频率与振型,结果显示良好.基于扭振ODS 分析确定的频率与振型,说明仿真模型与分析结果可信,后续可扩展应用该类仿真模型,为全面预测、分析优化汽车动力传动系扭振引起的NVH问题,提供一种快速、有效的方法.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2017(000)013【总页数】4页(P114-117)【关键词】动力传动系统;扭振;工作变形分析;仿真模型【作者】李小亮【作者单位】江铃汽车股份有限公司;江西省汽车噪声与振动重点实验室,江西南昌330001【正文语种】中文【中图分类】U467.3CLC NO.:U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-114-04 汽车动力传动系统扭振是影响其NVH性能的重要因素之一。
工程上通过汽车动力传动系统扭振分析，明确扭振NVH问题的主要影响部件，合理设计、匹配其相关参数，调整传动系扭振固有频率，避免扭转共振产生，可有效提升汽车NVH性能。
本文基于振动工作变型（Operational Deflection Shapes, ODS）理论，通过对某匹配直列四缸柴油发动机前置、后轮驱动、手动变速箱皮卡车的动力传动系统扭振ODS测试与分析，确定其扭振频率与振型；建立该车动力传动系扭振仿真模型，分析得到扭振频率与振型，并与实测分析结果对标。
因动力传动系扭振测试方法与结果分析的局限性，提出基于汽车动力传动系扭振仿真模型与扭振ODS测试的良好对标结果，拓展应用扭振仿真模型，为全面分析与优化涉及汽车动力传动系扭振的NVH问题，提供一种快速、有效的分析方法。
内燃机曲轴系统扭转振动-发动机-扭转-振动
是否可靠
轴系的当量换算
原则：振动特性相同
惯量较大且较集中 的部件
惯量较小且较分散 的部件
阻尼
非弹性的惯量元 件
无惯量的弹性元 件
弹性元件的轴段 阻尼和惯性元件 的质量阻尼
激励载荷只作用在惯性元件上轴系的当量系统图来自对应于圆心角 i 的圆
弧带的转动惯量
Ii' 3i602Li(Ri4-Ri41)
整个曲柄臂的转动惯量
Iwi n13i602Li(Ri4Ri41)
用同样的方法可求得平衡重的转动惯量 综上，单位曲柄（crank）的转动惯量为
IcImIp2Iw2Ib
上述转动惯量可在三维CAD软件中求得
活塞、连杆当量转动惯量的换算
原则：运动动能不变
往复运动质量（mj mpmc1）的运动动能
E K 1 2 m jv 2 1 2 m jR 2 ω 2 (si n 2 s2 in )2
曲柄转动一周，往复运动质量的平均动能
EKm
1
2
2
0 EKd
1 2
mjR2ω2
(1 2
2
8
)
设往复运动质量的当量转动惯量为 I rc ，
2 i
及其对应的特征
矩阵[A]
矩阵[A]的第i列矢量{A}i就是 轴系振动 的第i阶固 有圆频率 Ωi的振形矢量
轴系自由扭转振动 振形图
振形图：各质量在 每阶固有圆频率 Ωi 下的相对振幅
相对振幅：将振形 矢量{A}i的第一个 元素进行归1化 ， 但不改变各质量间 的相对振幅比例关 系
不同的自振频率有 不同的振形图
L1 GJ1
汽车振动分析
汽车振动分析编辑整理：尊敬的读者朋友们：这里是精品文档编辑中心，本文档内容是由我和我的同事精心编辑整理后发布的，发布之前我们对文中内容进行仔细校对，但是难免会有疏漏的地方，但是任然希望（汽车振动分析）的内容能够给您的工作和学习带来便利。
同时也真诚的希望收到您的建议和反馈，这将是我们进步的源泉，前进的动力。
本文可编辑可修改，如果觉得对您有帮助请收藏以便随时查阅，最后祝您生活愉快业绩进步，以下为汽车振动分析的全部内容。
研究生试卷2013 年—2014年度第 2 学期评分:______________________课程名称：振动理论专业：车辆工程年级: 2013级任课教师：李伟研究生姓名：王荣学号： 2130940008注意事项1.答题必须写清题号;2.字迹要清楚,保持卷面清洁;3.试题随试卷交回；4.考试课按百分制评分，考查课可按五级分制评分；5.阅完卷后，授课教师一周内将成绩在网上登记并打印签名后，送研究生部备案；6.试题、试卷请授课教师保留三年被查。
《汽车振动分析》总结王荣(重庆交通大学机电与汽车工程学院重庆 400074）摘要：本课程由浅入深、循序渐进,从单自由度系统的简单问题逐渐加深到多自由度的分析，甚至是无限自由度系统，并从简单激励的振系逐渐推广到随机激振振系。
作为汽车理论及汽车设计等课程的基础，其对于分析汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性、发动机的减振和隔离等具有良好的参考价值。
关键词:单自由度;多自由度；简单激振；随机激振The Conclusion of “Automotive VibrationAnalysis”Abstract: The course progressively， step by step, gradually discusses from the simple question of a single degree of freedom system to the analysis of a multi—degree of freedom system， even to the analysis of the infinite degree of freedom system. In addition， the course extends from simple energized vibration system to random energized vibration system. As the basis of Vehicle Theory and Vehicle Design, this course has direct reference value for the analysis of vehicle ride, comfort of passenger， engine vibration damping and isolation.Keywords：Single-Degree—of-Freedom; Multi—Degree—of—Freedom; Simple Energized Vibration System ;Random Energized Vibration System0 引言随着科学技术的日新月异和人民生活水平的日益提高，人们对汽车的动态性能,例如：汽车行驶的舒适性，操纵的稳定性，车内噪声水平及音质等等——提出了愈来愈高的要求。
汽车系统动力学动力传动系统的扭振分析资料重点
7.1扭振系统的激振源
4.其他因素 轮胎、轮辋、制动盘等旋转部件的不平衡质量以及不平路面的激励均可能引 起传动系统的扭振，若与悬架运动产生的振动耦合，还可能导致传动系统的 自激励振动。
7
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
工程中对轴状或链状特征的结构进行振动分析，如汽车发动机的 曲轴、动力输出轴系等，传递矩阵法是一个行之有效的方法。 传递矩阵法：将有链状或者轴状特点的实际结构，离散成具有集中广义 质量和刚度元素的串联在一起的弹簧－质量的单元链系统。 定义出各单元两端内力和位移为状态向量，通过点传递矩阵表达质量点 左右两边包括惯性状态向量的变化，通过场传递矩阵表达一段无质量轴 左右两端由于变形体弹性性质导致的两端状态变量间的联系，最后形成 一端的状态变量到另一端的传递关系。
解：
N=3，两端自由
M
L 1
M
R 3
0
第一单元只有圆盘J1 ，取 1L 1
L 1L
M
1
01
R 1 0 L 1
M
1
n2 J1
1
M
1
500n2
14
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
进一步求得：
M
R
2
1
n2 J2
1
1
k2
J
2
2n
K2
M
R
1
1
1000n2
1
107 1
1
n2
104
500n2
M
R
3
1
n2 J3
1
1
k2
J
2
3n
K3
M
R
2
1
2 103n2
汽车传动系扭振引起的车内轰鸣声控制方法
汽车传动系扭振引起的车内轰鸣声控制方法王东;闫兵;王东亮;王媛文【摘要】某前置后驱微型客车存在低转速车内轰鸣声的问题，研究表明该轰鸣声由传动系扭振引起。
首先对传动系扭振影响车内噪声的机理进行分析，在此基础上建立传动系扭振当量系统模型并进行自由振动计算。
同时建立对象车型发动机仿真模型，从而获取发动机激振力矩，完成受迫振动计算。
然后开展传动系扭振测试，并将自由振动及受迫振动计算结果与试验数据进行对比，验证了模型的有效性。
然后利用此模型研究对象车型传动系扭振特性，从减小经后桥及后悬架向车身传递的扭振激励的角度出发，提出了一系列控制主减速器处扭振幅值的方案。
试验结果表明所提方案对改善低转速车内轰鸣声效果明显。
上述工作对解决同类问题具有一定意义。
%There exists an interior booming problem in a rear-drive minibus at low engine speed induced by the torsion-al vibration of the driveline system. In this paper, the mechanism of the torsional vibration’s effects on the interior noise was analyzed. Afterwards, an equivalent system of the driveline was established and its free vibration was calculated. Mean-while, the simulation model of the engine was built to find the engine excitation torque and the forced vibration calculation was completed. In order to verify the model, an experiment of driveline torsional vibration measurement was conducted. The results from the simulation were compared with the measurement data. Then, the verified model was used to study the char-acteristics of the driveline torsional vibration. To reduce the torsional vibration amplitude of the rear drive and the torsional excitation transfer from the rear suspension system to the body, a series ofsolutions were proposed for torsional vibration control. Results of the real test show that this strategy for torsional vibration control can reduce the interior booming of the minibus at low engine speed effectively. This research may provide some references for similar engineering problems.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】4页(P73-76)【关键词】振动与波;微型车;传动系;扭转振动;受迫振动;轰鸣声【作者】王东;闫兵;王东亮;王媛文【作者单位】西南交通大学，成都 610031;西南交通大学，成都 610031;陕西重型汽车有限公司，西安 710200;西南交通大学，成都 610031【正文语种】中文【中图分类】TB533某前置后驱微车存在低转速车内轰鸣声的问题，通过研究发现该噪声由传动系扭振引起[1]。
车辆动力学前言发动机.pptx
第三三、章发动发机动动态机转建矩模模型
② 往复惯性力激励力矩
往复惯性力: Fj m j x
D
Fj
L
R
第19页/共28页
三、发动机动态转矩模型
曲柄连杆比： R / L
(1 x) 1 x ( 1) x2 ( 1)( 2) x3
2!
3!
活塞位移：x (R L) (R cos Lcos )
性等。
Gear Sequence Programmed Clutch Control
Throttle Throttle
In Out
Clutch Hydraulics
Gear
P
Gear Turbine
Impeller
Programmed Brake Torque
Torque
Brake Torque
P
Out
J k
c
第5页/共28页
1. 集中质量模型建模与仿真
2）集中质量系统数学模型 ——状态方程
状态方程形式： x(t) f (t, x(t),u(t)),
x(t0
)
x0
t t0
x0是状态初始向量 对线性系统，多变量输入输出系统
x(t) Ax(t) Bu(t)
y(t)
Cx(t)
Du(t)
x(t) x1(t) x2(t)
三、发动机动态转矩模型
2. 多缸发动机激励
不同转速的输出转矩：不均匀发火
6000 5000 4000 3000 2000 1000
0 -1000 -2000 -3000
0
4000
3000
2000
1000
0
-1000
基于扭转-纵向振动耦合模型的汽车起步颤振分析
基于扭转-纵向振动耦合模型的汽车起步颤振分析栾文博【摘要】文章针对某装备干式AMT小型轿车的起步颤振现象,建立了传动系扭转振动、车辆纵向振动的耦合模型,以车身纵向加速度最大波动值为评价指标,对自激振动机理下起步颤振现象的影响因素进行分析,通过仿真发现:降低离合器摩擦系数随相对滑摩线速度的“负斜率”绝对值可以有效地抑制起步颤振;减小半轴的扭转刚度和整车质量、增大悬架纵向刚度,可以使起步颤振感减弱;并探讨了主动抑制自激颤振的干式离合器控制策略,采用与转速差呈“正斜率”关系的正压力来抵消与转速差呈“负斜率”关系的摩擦系数给传动系引入的负阻尼,以此来达到抑制起步颤振的目的.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2019(000)006【总页数】5页(P158-162)【关键词】起步颤振;自激振动;扭转-纵向耦合振动;影响因素分析;主动颤振抑制【作者】栾文博【作者单位】泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201【正文语种】中文【中图分类】U463引言汽车保有量的增大、拥堵的交通和复杂的路况使得在市区内行驶的汽车会频繁地处于停车起步状态。
离合器颤振现象就出现在起步过程中，是由于离合器的滑摩作用使汽车传动系发生剧烈的扭转振动[1]，给乘员直观感受主要为整车出现的纵向抖动。
胡宏伟等研究了离合器在接合过程中的抖动及其影响因素，建立了四自由度传动系扭振模型，发现摩擦系数随相对滑摩线速度变化的曲线负斜率和正压力波动会引起和加剧离合器的抖动，通过降低该负斜率绝对值、提高最大静摩擦系数及适当提高传动轴刚度等可以有效降低接合抖动的程度[2]。
周林等针对某MPV车型起步颤振控制措施进行了研究，明确了离合器接合过程转速波动为问题根源，提出加大离合器直径、综合控制分离指端跳和压盘倾斜量工艺制造精度，可有效地解决起步颤振[3]。
吴光强等基于六自由度的传动系扭振模型对起步颤振现象进行了数值仿真，分析了传动系各部分阻尼对抑制起步颤振的影响程度，认为增大半轴和轮胎阻尼可以有效地抑制起步颤振[4]。
车辆动力学前言发动机
车辆动力学前言发动机车辆动力学是研究车辆在不同路面情况下的运动规律、动态特性以及相应的控制方法的学科。
而发动机则是车辆动力学中至关重要的一个组成部分，它产生的动力直接影响车辆的性能和驾驶体验。
发动机的工作原理发动机以燃油、氧气和火花为基础，通过内部燃烧产生动力。
每个汽缸拥有一个活塞，它与相邻部件在曲轴上连接，而曲轴则通过连杆连接传动至车轮。
在发动机运转期间，燃油在汽缸内燃烧产生高温和高压气体，将活塞推动到曲轴位置，从而使车轮运动。
发动机的主要构成部分发动机包含若干个汽缸，每个汽缸都包括几个部件：气门、活塞、连杆、曲轴以及火花塞。
•气门：它用来控制燃油和空气的流动进入和离开汽缸。
•活塞：它在汽缸内来回移动，被高温高压气体推动。
•连杆：它连接曲轴和活塞，与后者配合协调运动。
•曲轴：它将活塞推向相邻部件，从而使车轮运动。
•火花塞：它点燃燃油和空气的混合物，从而引起燃烧和推进活塞的运动。
发动机对车辆动力学的影响发动机对车辆动力学的影响，可以在以下几个方面体现：加速性能发动机创造的动力越强，车辆的加速性能越好。
一般来说，更大和更强的发动机能够提供更好的加速性能，但这往往伴随着更高的成本和油耗。
稳定性好的发动机能够让车辆更加稳定，减少颠簸和晃动。
当然，这并非发动机独自造成的。
车辆其他因素，例如悬挂系统、车重、轮胎和驾驶员处理车辆等，也都对车辆的稳定性产生影响。
燃油经济性更好的发动机不仅能提供更好的加速性能和稳定性，还能提供更好的燃油经济性。
这意味着，车辆能够使用更少的燃油来行驶同样的距离。
燃油经济性是指行驶单位距离所需的燃油数量，它取决于车辆质量、发动机转速、驾驶方式以及其他一些因素。
发动机是车辆动力学中不可或缺的部分。
发动机的性能决定了车辆的加速性能、燃油经济性以及稳定性。
理解发动机的工作原理和主要构成部分，有助于我们更好地控制和利用车辆的动力，提高驾驶体验和安全性。
车辆动力学-传动系统动力学讲义【北京理工大学】
传动系统动力学讲义2009-2010学年前言一、传动系统简介传动装置的功用是把发动机的功率传递到主动轮驱动车辆行驶，实现减速增矩；实现车辆变速；实现车辆的倒挡行驶、车辆制动、停车和必要时切断发动机动力；利用发动机制动、拖车起动发动机等。
除上述的基本功用外，传动装置还可以有一些辅助的功用：输出功率带动压气机、风扇、喷水式推进器、泵等等。
为车辆辅助系统、工程车辆和水陆两栖车辆提供动力输出。
（1（2）液力传动以液体动能来传递或交换能量，优点是无级变速、变矩能力，动力性好；具有自动适应性，提高了操纵方便性和车辆在坏路面上的通过性；充分发挥发动机性能，有利于减少排气污染；减振、吸振、减缓冲击，提高传动、动力寿命和乘坐舒适性。
缺点是效率低，结构复杂，成本高。
（3）定轴传动由于结构简单，制造成熟，成本低而被广泛应用。
行星传动结构紧凑、寿命长、噪音小，工艺要求高，成本高。
二、传动系统载荷车辆在使用中传动装置可能发生的故障，分为两类：1． 当作用在零件上的应力超过材料的强度极限时，产生的突然破坏；2． 在使用期间内，在零件上由于逐渐累积的损坏而产生的破坏，例如：疲劳损坏、磨损、塑性变形不可恢复的累积等。
车辆传动装置的零部件承受的载荷性质主要是发动机和道路激励以及传动系内部的冲击等交变载荷，在这种随时间变化的载荷的作用下，其破坏形式一般是疲劳破坏。
统计资料表明，零件的破坏50%~90%为疲劳破坏。
随着车辆传动装置向高转速、高功率密度方向发展，其零部件的应力越来越高，使用条件越来越恶劣，发生疲劳破坏的现象越来越多。
因此，在车辆传动装置的设计中，仅进行静强度计算，是远远不够的，必须计算零件的疲劳寿命。
传动装置稳态工况是车辆以等速在不变路面条件下行驶的工况，在这种工况下传动装置各构件的转矩和转速是保持不变的。
严格说来，这种车辆行驶工况很少能遇到，从实际应用来说，认为转矩和转速对其自身的最大值在%10±的范围内变化的工况是稳态工况。
汽车动力学前言
和其他专业的相关课程联系
和电子系统之间的关系 和控制理论之间的关系
27
振动系统和振荡电路的对比
s
Mx cx kx q
LVc
(t)
RVc (t)
1 C
Vc
(t)
1 C
Vs (t)
28
和控制理论的联系
29
如何学好振动
• 复习原有的数学、力学知识 • 上课注意听讲，独立完成作业 • 开阔视野，多阅读有关方面的书籍 • 养成独立思考的习惯，学会问问题 • 养成归纳总结的习惯
补充新的数学知识 • 和其他专业的相关课程的联系
21
结构动强度设计
根据结构承受的动载荷来设计 零部件的结构参数并选择材料 及热处理工艺。
22
结构静载荷 安全系数
结构实际载荷 材料许用应力 部件工作条件
部件结构参数
用材料力学的方法进行设计
结构动态特性 系统的输入
结构动载荷 材料许用疲劳应力
用振动理论的方法进行设计
振动系统的三要素：激励、系统和响应 把外界对振动系统的激励或作用，称为振 动系统的激励或输入。 系统对外界影响的反映，称为振动系统的 响应或输出。 二者由系统的振动特性相联系。
9
振动系统的框图
激励
系统
响应
输入
输出
10
振动系统的研究内容
激励、系统和响应三者中知道其中两者， 就可以求出第三者。因此，常见的振动问 题可以分成下面的三种基本问题。
部件结构参数
23
结构动强度设计的优点
满足使用的强度和刚度要求 结构轻巧，节省材料
24
振动是学好有关车辆专业课的基础
发动机，传动系统，车身，悬架系统， 转向系统都存在振动问题 ； 平顺性和操作稳定性方面，振动理论 是其核心理论
汽车系统动力学动力传动系统的扭振分析课件
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
曲线：
No Image
No Image
No Image
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No Image
No
Image
16
汽车系统动力学动力传
7.3扭振系统模型与分析
1.扭振力学模型
动力传动系统扭振力学模型
iL
L i1
MR i1 ki
①当量转动惯量的计算：
指传动系统中与曲轴不同速旋转零部件的转动惯量换算成与曲轴同速旋转条 件下的转动惯量。
1L MNR 0
②当量扭转刚度的计算： 按弹性变形能相等的原则计算
2 n
M汽iL车系统M 动力iR学1动力传
17
7.3扭振系统模型与分析
1.扭振力学模型
gg
JCKN
18
汽车系统动力学动力传
7.3扭振系统模型与分析
各质量处的相对大小，对应于 即为固有振动模态。
例：求三圆盘扭振系统的固有频率和扭转振动模态。
设J1=500N.cm.s2，J2=1000N.cm.s2， J3=2000N.cm.s2，k2=10000000N.cm/rad， k3=20000000N.cm/rad。 解：
N=3，两端自由
(K2J) 0
6
汽车系统动力学动力传
7.1扭振系统的激振源
4.其他因素 轮胎、轮辋、制动盘等旋转部件的不平衡质量以及不平路面的激励均可能引 起传动系统的扭振，若与悬架运动产生的振动耦合，还可能导致传动系统的 自激励振动。
7
汽车系统动力学动力传
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
工程中对轴状或链状特征的结构进行振动分析，如汽车发动机的 曲轴、动力输出轴系等，传递矩阵法是一个行之有效的方法。 传递矩阵法：将有链状或者轴状特点的实际结构，离散成具有集中广义 质量和刚度元素的串联在一起的弹簧－质量的单元链系统。 定义出各单元两端内力和位移为状态向量，通过点传递矩阵表达质量点 左右两边包括惯性状态向量的变化，通过场传递矩阵表达一段无质量轴 左右两端由于变形体弹性性质导致的两端状态变量间的联系，最后形成 一端的状态变量到另一端的传递关系。
汽车系统动力学动力传动系统的扭振分析
解：
N=3，两端自由
M
L 1
M
R 3
0
第一单元只有圆盘J1 ，取 1L 1
L 1L
M
1
01
R 1 0 L 1
M
1
n2 J1
1
M
1
500n2
13
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
进一步求得：
M
R
2
1
n2 J2
1
1
k2
J
2
2n
K2
M
R
1
1
1000n2
1
107 1
J1
gg
1
K1 (1
7
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
多圆盘轴系统的扭振分析：由无质量的轴和有质量的圆盘组成。 如图所示的多轴圆盘轴系：
8
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
取其中第i段进行分析：
R和L分别表示所考虑的点或场的右边和左边的状态量。
1)无质量轴的状态量
M
L i
MR i 1
iL
L i1
MR i1 ki
得场传递矩阵：
Ji
1
1
/ ki
J
2
in
ki
M
R
i1
状态量的关系可以从第1段的左边递推到第N段的右边，即：
R
M
N
TN L
Ti1TiTi1 L
L
T1
M
1
TT1211((nn22
) )
T12 T22
(n2 (n2
) )Biblioteka ML 111
7.2扭振振动分析的传递矩阵法
边界条件：如果两端自由的多圆盘轴系统，有
发动机激励的整车振动
发动机激励的整车振动Motorerregte Fahrzeugschwingungen车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机本身是激振振源．在发动机中，准确地说是在往复活塞式发动机中，由于反复做上下运动的活塞和燃烧过程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置（主要是橡胶元件）激发汽车底盘的振动。
由此产生的振动和噪声将对车箱内乘员产生不利影响。
下面首先介绍激振源和激励振动的成因，接着是激励振动的影响，最后讲述连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图１．１。
作用在发动机上的主要激振力为Ｆｚ和围绕曲轴中心线的力矩Mx，有时也存在垂直方向的激振力矩Ｍｙ，但是激振力Ｆｘ和Ｆｙ以及激振力矩Ｍｚ根本不存在或很少发生。
图１．多缸发动机的激振力和激振力矩 如图所示，Ｘ轴与曲轴中心线相同，对于发动机纵向布置在整车上的车辆来说，该轴与车辆的纵轴方向一致。
对大多数的前轮驱动车辆来说，Ｘ轴相当于车辆的横轴。
对发动机来说，Ｚ轴方向与直列发动机的汽缸中心线相一致，与Ｖ型发动机汽缸中心线角分线相一致。
当发动机斜置时，发动机的Ｚ轴与车辆的Ｚ轴不一致． 发动机激励可分为惯性和燃烧激励。
下面先介绍单缸机，然后介绍多缸机． １．单缸发动机激励 １．１．曲柄机构运动 见图１．２ａ，对于曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度ｌ和曲柄半径ｒ（冲程ｓ＝２ｒ）建立曲轴转角 α和活塞行程Ｓｋ的运动关系式： 角 α和 β之间的关系可由距离ＢＤ＝ｌｓｉｎβ＝ｒｓｉｎα，再将下式代入其中： λｐ＝ｒ／ｌ 这样可以得到： 代入连杆比λｐ＝ｒ／ｌ，展开平方根后可得： 忽略４阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述： 假如曲轴角速度ω 对式（１．２）求导，可得到活塞速度方程式： 加速度方程式： -----------------------------------------------(1.4) ａ．曲柄机构运动 ｂ．曲柄机构受力分析 图１．２发动机曲柄机构运动和受力分析 图１．３给出了连杆无限长（λｐ＝０）时和有限长（ λｐ＝０．３ ） 时的活塞行程，速度及加速度． 图１．３．活塞运动与曲轴转角 １．２．惯性力 惯性力Ｆｚ等于质量m s乘以（１．４）式中的加速度，作用在动力总成悬置上。
汽车系统动力学第7章【可编辑全文】
根据式(7-10)求得的特征值ω就是扭振系统的固有圆频率,其对应的特 征矢量就是该固有频率所对应的振型。此外,可根据求得的振型画出振型图, 并将振型图中振幅为零的质点称为节点。根据表7-1中的参数计算得出的 六节点以下的固有频率及其振型见表7-2,所对应的振型图如图7-5所示。 由于节点处的振幅最小,而扭转切应力最大,所以节点处是危险截面。该货 车第四档下的动力传动系节点位置见表7-3。
由图7-3所示的传递特性来说明。在存在轴向角的情况下,万向节不能均匀 地传递输入和输出,即使输入的角速度ω1恒定,输出角速度ω2也将产生周
期性波动,由此产生的参数化激励振动将可能导致系统共振。
图7-3 万向节的传递特性
第一节 扭振系统的激振源
4.其他因素 轮胎、轮辋、制动盘等旋转部件的不平衡质量以及不平路面的激励均
d)对应ft4的四节点振型 e)对应ft5的五节点振型
第二节 扭振系统模型与分析
振型
表7-3 第四档下动力传动系的节点位置 单节点 双节点 三节点 四节点
五节点
六节点
节点位置 (即危险截面)
K13
K11、 K13
K7、KK1312、
KK71、2、KK9、13
KK61K、21、0K、K8、13
KKK941、、2、KK1K7ห้องสมุดไป่ตู้、、13
第七章 动力传动系统的振动分析
□第一节 扭振系统的激振源 □第二节 扭振系统模型与分析 □第三节 动力传动系统的减振措施
引言
由离合器、变速器、万向节、传动轴、主减速器、差速器、驱动半轴 和轮毂等组成的车辆动力传动系统,在激励作用下通常会产生弯曲振动和 扭转振动。
本章中,首先分析扭振系统的激振源,然后建立动力传动系统的扭振模 型,对系统的固有频率和振型进行分析,确定系统的共振转速,讨论在稳定 工况下传动系统由发动机激振转矩引起的载荷变化特征,最后介绍几种已 在实车中应用的传动系统减振措施。
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ri ,1 —— 第 i 缸与第1缸的相位差。
r 2 ,1
x
r i ,1
(M r )2
三、多缸发动机端面矢量图 端面矢量图示例：
已知四冲程六缸发动机发火顺序为：1－5－3－6－2－4
1,5 120 ,1,3 240 ,1,6 360 , 1,2 480 ,1,4 600
M1
M5
2
M 1,3, 2
M 1, 6
M4
1 1 2
M3
M6
r 0.5 ,3.5,6.5
M2
M 5, 2
r 1 ,4,7
M 3, 4
r 1 .5
强 简 谐
M 5, 6 , 4
,4.5,7.5
M 1, 6
2
M1
M4
2.5
M 1,5 ,3 ,6 ,2 ,4
3
M5
M 3,4
0.02054
0.16902
4.023 9
0.117
0.19955
0.4727
23
16.873
24
8 1.1902 0.9419
14 13 0.117
10 8.1788 1.791
11 7.8058
12 2.9715
4.1304
0.096456 0.22263 0.19294 0.28725 0.10281
M 5,2
r 2 ,5,8
M2
M6
M3
r 3 ,6,9
主 简 谐
r 2.5 ,5.5,8.5
四、多缸发动机输出转矩
例如：
多缸发动机激励力矩
第二节 动力传动系统扭转自由振动建模与分析 一、动力传动系统集中质量当量模型
一、动力传动系统集中质量当量模型
例：
0.0933963 0.054637 0.050487
3.1067
21 3.2049
22
25 1.4566
26 1.6315
27
二、无阻尼自由振动计算
Jφ(t ) Κφ(t ) 0
j 为系统实模态特征值
固有频率为 j j
(K λj J) φ j (t ) 0 | K λ j J | 0
uj
为系统第 j 阶实模态振型
M e M 0 M v (sin vt v )
v 1
对二冲程发动机： 对四冲程发动机： / 2
M e M 0 M r sin (r t r )
r
对二冲程发动机： r 1,2,3,4 2 对四冲程发动机： r 0.5,1,1.5,
λj φ j (t ) u j g (t )
(K λj J) u j 0
uj
1、临界转速 临界转速
ne rne 60 f m
60 f m ne r
固有频率，Hz
发动机激励由无数简谐成份组成，某 一自振频率在不同转速下，将与不同 谐次的激励力矩发生共振，因而在发 动机转速范围内，将产生无数个共振 点，即存在多个临界转速。 激励频率
三、阻尼自由振动计算（一般粘性阻尼系统 ）
J (t ) C (t ) K (t ) 0
C J J K 0 0
T
0 0 J
K C J A ，B 0 J 0 0 J
第二章
动力传动系统扭振建模与计算
第一节 第二节 第三节
发动机激励分析 动力传动系统扭转自由振动分析 动力传动系统扭转强迫振动分析
引言：扭振的概念
1、基本概念
• • • • • • •
自由扭转振动 强迫扭转振动 固有频率 振型 振幅 扭振应力 振动附加转矩
2、扭振模型
第一节 回顾:
Mg
发动机激励分析
谐次
三、多缸发动机端面矢量图
直列四缸机曲柄排列及曲柄端面图
直列四冲程六缸发动机曲轴曲拐布置
三、多缸发动机端面矢量图
各气缸与第一发火气缸的同谐次力矩相位差为：
y
r 2,1 —— 第2缸与第1缸的相位差；
r3,1 —— 第3缸与第1缸的相位差；
… … …
( M r )1 r t r ( M r )i
0.19955
16.873 0.051798
0.028701
0. 9
0.117
0.19955
0.4727
23
16.873
24
8 1.1902 0.9419
14 13 0.117
10 8.1788 1.791
11 7.8058
12 2.9715
4.1304
0.096456 0.22263 0.19294 0.28725 0.10281
系统的定常运动（如静平衡点或稳态强迫运 动）是稳定的 系统的定常运动是临界稳定的 系统的定常运动是不稳定的
练习:求解固有频率和临界转速
0.0933963 0.054637 0.050487
5 4 0.0249
1
2
3
6 1.5263
7 0.4928
15 0.49449
16 0.22950
17 0.66695
M 0 (av cosv bv sin v )
v 1
Mv
av
bv
av bv
2
2 0
2
2
1
1
f ( )cos vd
f ( )sinvd
0
tg v
av bv
1 M0 2
2
0
f ( ) d
第三章 发动机建模 二、谐次的概念
19 0.00908
0.008730
0.06690
0.40189
0.14757
0.40189
4.71
0.03952
2.4033
20 0.05
6.60459 3.87219 3.87175 6.41788
0 -0.05 -0.10 -0.15
0.051798
0.19955
16.873
0.028701
0.02054
发动机单缸激励力矩
D 2
4
pR
sin( ) cos
sin( ) M j m j 2 R 2 (cos cos 2 ) cos
Me M g M j
一、单缸发动机激励简谐分析
M e M 0 M v sin(v v )
v 1
固有频率
只考虑主简谐、强简谐激励。
只考虑低频振动涉及的临界转速。
临界转速
2、振型和节点
0.0933963
0.054637
0.050487
5 4 0.0249
1
2
3
6 1.5263
7 0.4928
15 0.49449
16 0.22950
17 0.66695
18 0.91639
0.019789
0.55284
X [ ]
(i A B)Xi 0
1、系统复模态振型： i
i , Xi
2、系统复模态频率 系统复模态频率 i ：
i i jci
有阻尼固有频率
ci 0i 1
i 为阻尼比。
2 i
0i 为无阻尼系统固有频率;
i 0 i 0 i 0
0.16902
4.023 9
0.117
0.19955
0.4727
23
16.873
24
相对振幅
8 1.1902 0.9419 14 13 2.9715 0.117 10 8.1788 1.791 11 7.8058 12 4.1304
0.096456 0.22263 0.19294 0.28725 0.10281
-0.20
-0.25 -0.30 -0.35 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27
3.1067
节点序号
27
21 3.2049
22
25 1.4566
26 1.6315
第3阶振型图
3个节点分别位于质量点5和6、13和14及23和24之间
3.1067
kg m 2
27
21 3.2049
22
25 1.4566
26 1.6315
发动机转速 800~2200r/min
106 Nm / rad
18 0.91639
0.019789
0.55284
19 0.00908
0.008730
0.06690
0.40189
0.14757
0.40189
4.71
0.03952
2.4033
20
6.60459 3.87219 3.87175 6.41788
0.19955
16.873 0.051798
0.028701
5 4 0.0249
1
2
3
6 1.5263
7 0.4928
15 0.49449
16 0.22950
17 0.66695
18 0.91639
0.019789
0.55284
19 0.00908
0.008730
0.06690
0.40189
0.14757
0.40189
4.71