汽车动力传动系统扭转振动仿真计算与分析
某前置后驱乘用车传动系扭振模态理论计算及试验测试
某前置后驱乘用车传动系扭振模态理论计算及试验测试前置后驱乘用车的传动系统通常由发动机、变速器、转向器和后桥组成。
传动系统的主要作用是将发动机产生的动力传递到车轮上，使车辆得以行驶。
而扭振模态理论计算及试验测试是用于评估传动系统的振动和噪音特性的重要方法。
在传动系统中，发动机的振动传递到车辆的传动系统中，产生扭矩振动和载荷振动，这些振动将在整个传动系统中传播，并通过车轮传递到车身。
这些振动会对车辆的性能和乘坐舒适度产生影响。
因此，扭振模态理论计算及试验测试是评估传动系统质量和性能的有效方法。
扭振模态理论计算是指使用数学模型对传动系统的振动模态进行预测。
模型可以基于有限元法或者简化模型方法进行构建。
模型可以反映传动系统结构、材料、载荷条件和边界条件等因素的影响。
通过模型计算，可以获得传动系统的扭振模态、振动频率和振幅等重要参数，并进行优化设计。
与理论计算不同，试验测试是指使用实验方法对传动系统的振动性能进行测定。
试验测试可以基于道路试验、转台试验、悬架综合试验等不同方式进行。
通过测试，可以获得传动系统的振动参数、噪音水平、受力状态等信息。
测试数据可以用于验证扭振模态理论计算结果的准确性，并为传动系统设计的进一步改进提供依据。
总之，扭振模态理论计算及试验测试对于传动系统的设计、制造和改进都起着重要作用。
通过这些方法，可以获得传动系统的重要振动参数和噪音水平等信息，为提高传动系统的质量和性能提供有力支持。
扭振模态理论计算和试验测试可以帮助设计师更好的了解传动系统的振动和噪音特性。
这些信息可以被用来进一步优化和改进设计。
例如，在设计中可以采用低振动和低噪音的部件和材料来降低传动系统的噪音水平。
此外，还可以通过改变传动系统的布局和加强支撑来改善振动特性。
而且，扭振模态理论计算和试验测试还可以帮助设计师选择最佳的噪声和振动控制策略。
例如，通过合理的减振措施降低传动系统的振动水平，从而提高车辆的行驶平稳性和乘坐舒适度。
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。
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
15-汽车传动轴高速动态特性的仿真计算与分析
ｓｐｅｅｄｓ ｉｓ ｒｅｖｅａｌｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ，ａｎｄ ｔｈｅｎ ＦＥＡ ｉｓ ｔａｋｅｎ ｔｏ ｒｅｆｌｅｃｔ ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｔｈｅ
节滚针轴承油封：１６：滚针轴承；１７：滚针轴承锁片；１８：堵盖
传动轴在高速旋转时，由于离心力作用将产生剧烈振动。因此，当传动轴与 万向节装配后，必须满足动平衡要求。图１ｒ１—４中的零件４即为平衡用的平衡
—－目－ｌ目华 日；中 ＝；科 ＝＿ｊ－技 ＿口；大ｌ自学 ｜目项 ＿自＝士 ＝＝｜∞学＿ 位论文
汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化，为避免运动干涉， 传动轴中设有由滑动叉和花键组成的滑动花键连接，以实现传动轴长度的变化。 为减少磨损，还装有用以加注滑脂的油嘴、油封、堵盖和防尘套。
图ｌ—ｌ一４解放ＣＡＩＯＢ型汽车主传动轴 ４：平衡片；１１：万向节滑动叉油封；１３：传动轴轴管：１４：锁片；１５：万向
系割汽车的性能。由于传动系统的动不平衡和路况的不平整，必然导致传动轴的 机械振动。当该振动频率与传动轴的固有频率相同或接近时，就会产生共振现象。 这将会使传动系统产生损坏，降低汽车运行的安全与寿命。因此，对处于装车状态
、，／
的传动轴进行动力学进行分析研究是很有必要的。｝／
，
本文对处于装车状态的传动轴的固有振动特性进行了分析，探讨了各种结构 参数对传动轴固有振动特性的影响。然后利用三维建模软件Ｐｒｏ／Ｅ建立了传动轴的 三维装配体模型，并将三维模型导入到有限元分析软件Ｃｏｓｍｏｓ中进行有限元计 算，验证了理论分析的结果。
工程车辆传动系统扭转振动特性研究与分析
1工程车辆扭转振动动力学模型的建立工程车辆传动系统一端通过离合器与发动机相连，输出端通过轮胎与工程车辆平动质量相 连，组成了一个多质量的弹性扭转振动系统。
在计算整个系统的固有频率和振型时，通常可忽略系统的阻尼，将整个传动系统看成是由多个刚性圆盘通过弹性轴连接的无阻尼振动系 统。
现在某型装备四缸柴油机的中型装载机传动系统为例， 其扭转振动力学模型如图 1-1所示。
图16-］工程车辆系统扭振动力学模型示意图I. 1当量转动惯量的计算当量转动惯量 J 是指将传动系统中与发动机曲轴不同转速旋转的零部件的转动惯量换算成 与曲轴同转速旋转下的转动惯量，这种换算方法的原理是能量守恒。
设传动轴的转动惯量为J, 实际转速为-■曲轴转速为--0，则将传动轴换算成曲轴转速 -'0的当量转动惯量为2 1 , 2 SA 0:丄i g式中，i g 为变速器的传动比。
1.2当量扭转刚度的计算时间扭转刚度K 换算过来。
现以后桥半轴为例，相应的当量扭转刚度为K d =K-J ■ 2 J d设两圆盘之间弹性轴的当量扭转刚度为K d ，则可以根据弹性变形量守恒的原理将系统中的口式中，i o为主减速器的传动比。
2传动系统扭转动力学方程根据图1-1所示的简化的传动系统模型，可建立系统动力学方程组为J i " - K K -二2）= T|0 0J2 2 - K K -二2）■ K2二2 -二3）= T20 0J3 V 3-心（6 -乜）&（% -亠）=丁3（1）0 0J io "0-KJ 屯-3o）•心0（珀-二11）= 00 0J11 匚11■心0（“0 -匚11）= 0方程组（1）中，円-哥1分别为对应质量的扭转角位移；T1-T4分别为发动机1-4缸的有效输出转矩。
为了简单起见，可以将（1）改为矩阵形式的动力学方程一般式，即J1 0| J2式中，当量转动惯量矩阵J = …0 J10- J11 -阻尼矩阵C=[0];刚度矩阵；圆盘的角位移矩阵 V -勺-2屯二4 0… 刊』0一般以发动机振动激励为系统输入矩阵，则T = T1 T2 T3 T4 0 0T2.1扭转系统固有特性的分析这里的固有特性是指固有频率和主振型，多自由度系统的固有频率和主振型可以根据系统的无阻尼自由振动方程得到，即OOJ 一K「0假设方程的解为Ae i n （3）式中，A为系统自由振动时的振幅列向量, A = ■A m1 i2将式（3）及其二阶导数代入方程式（2）,并消去日=Ae^n，得到主振型方程为K 一fj A = 0令H = K - • ‘（J，则有HA=0式中，H为系统的特征矩阵。
汽车动力传动系统扭转振动探析
汽车动力传动系统扭转振动探析摘要：近年来，随着我国城市化进程的发展以及人们生活水平的不断提高，私家车的保有量也在不断提升。
选择车辆时，人们更注重车辆的各种性能，如NVH、操控性、舒适性等。
目前，卡车、SUV等纵置后驱车型传动系统较长，易产生传动系统扭转共振问题，引起噪声、振动、耐久性等问题。
产生共振时系统振幅较大，传递的扭矩增大，系统中承受大扭矩的部件很快被破坏。
一般最先破坏的是油封，然后是齿轮轴承，最后是各种旋转部件。
解决传动系统扭转振动问题是提高车辆舒适性、耐久性的一个关键项目，现阶段，大家越来越关注传动系统扭转振动问题。
鉴于此，文章对汽车动力传动系统扭转振动方面的内容进行了研究，以供参考。
关键词：汽车动力；传动系统；扭转振动引言汽车动力传动系的扭转振动直接影响着汽车的平稳性、舒适性以及整个汽车动力传动系统的寿命。
在汽车动力传动系扭振研究中，最先引起人们重视的是扭转振动对轴系扭转疲劳强度的影响，随后又发现车辆许多其他故障和性能恶化都与轴系的扭转振动有关。
由于传动系的扭转振动对车辆正常工作的影响很大，它已经成为发动机以及动力装置设计运用必须重视的问题之一。
1扭转振动在汽车动力传动系统中的研究概述传统的理论计算分析法是目前汽车动力传动系扭转振动特性的主要研究方法。
这几年，在数据处理技术和测试技术的飞速发展下，扭转振动在汽车动力传动系的研究中也获得了突飞猛进的发展，构建的模型从简单的三个自由度模型发展到复杂的多个自由度的更贴近实际的扭转振动分析模型，所研究的激励也从过去的一个确定性激励完善到现在的多个确定性激励和若干个随机性激励。
目前运用理论计算分析方法分析的动力传动系扭转振动特性大体上能够分析、处理汽车动力传动系扭转振动出现的问题。
这几年，我国一些专业人士也试探在汽车传动系统的扭转振动研究中使用试验模态分析方法和模态综合技术，探索在轴的扭转振特性研究中使用试验模态分析法，并用模态分析法对发动机曲轴飞轮组进行扭转振动，创建了系统的模态模型。
LMS_AMESim传动系扭振仿真解决方案
OUR ANSWER
13 copyright LMS International - 2011
动力总成NVH分析与匹配：从1D到3D
Engine torsional harmonics
Dual mass flywheel
Clutches dampers
Driveline torsional Vibratory Analysis
Driveline torsional Vibratory Analysis
Modal shapes
16 copyright LMS International - 2011
ENGINE CRANKSHAFT ROTARY VELOCITY
FLYWHEEL OSCILLATIONS
DRIVE SHAFT TORSIONAL VIBRATION
增强
各阶段能够优化的目标也逐步增多
17 copyright LMS International - 2011
自动变速器扭振分析模型
建立变速器的扭转元件模型，保证获得准确的频率：
Gears R 1 2 3 4 5 3.68 2.8 2.13 1.85 24.8 29.4 30.6 32.7 46.25 45.5 Frequencies [Hz] 120.4 242.9 194.8 210.4 192 294.6 194.2 298 157.5 167.2 112.8 228.3
分析流程 支持分析流程和脚本的录放功能 批处理功能
LMS b
为CAE工程分析提供 一个完整的集成的多 学科环境
开放的架构和环境，还可以集成企
业内部程序
Structures
Vibro-acoustics
车辆动力学(6)- 传动系统扭振-发动机激励+自由振动
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
四轮驱动车辆动力传动系统的扭振分析计算
3. 82e5
3挡
3. 78e - 2
5挡
3. 71e - 2
A6 1 、2 、3 、5 挡 1. 457e - 1 K67 1 、2 、3 、5 挡
A7 1 、2 、3 、5 挡 1. 460 9
K68 1 、2 、3 、5 挡
A8 1 、2 、3 、5 挡 1. 460 9
K59 1 、2 、3 、5 挡
5 计算过程及结果
在建好各挡的计算模型以后 , 利用扭振分析软件 TVSIM 进行了分析计算 , 分别得出了动力传动系统各 挡前 8 阶固有频率和固有振型。需要指出的是 , 固有 频率为零的第一阶振动模态实际上是刚体振动模态 , 即整个动力传动系统发生整体旋转 。这也可以从振型
图上明确看出 。
表 3 给出了 1～5 挡的动力传动系统各阶固有频
摘要 在认真分析车辆动力传动系统共振的危害 、发动机激励特点的基础上 ,针对一四轮驱动特种 车辆动力传动系统 ,利用自主开发的的车辆动力传动系统扭振分析软件扭振 TVSIM 建立了扭振分析模 型 ,完成了固有频率 、固有振型的计算 。进一步分析研究表明 ,该车虽然在某些频段可能存在扭转共振 , 但如果对操作进行一定程度的限制 ,完全能够保5 1. 31e6 3. 82e5 2. 58e4
A7 1. 460 9 K68 A8 1. 460 9 K59 A9 1. 377e - 1 K9 ,10 A10 1. 460 9 K9 ,11 A11 1. 460 9
2. 48e4 1. 04e5 2. 95e4 2. 18e4
关键词 动力传动系统 扭转振动 轮式车
0 引言
众所周知 ,车辆的动力传动系统是由一系列具有 弹性和转动惯量的转动轴 、齿轮和离合器等零部件组 成 。传动系统的前端通常是作为动力输入的发动机 , 中间是具有传递转矩和变速功能的传动系 ,后端则是 车辆的驱动部分 。这些具有弹性和转动惯量的零部件 形成了一个扭转振动系统 ,有着自己的固有振动特性 , 即模态频率 、模态振型和模态阻尼等 。车辆发动机在 运转时 ,各气缸内周期性变化的燃气压力 ,由传动件之 间间隙引起的冲击力以及车辆行驶过程中变化的阻力 等均会作用到动力传动系统 ,引起其产生扭转振动[1] 。 这些扭转振动与理想转动 (各零部件每时每刻均按照 固定传动比旋转) 叠加在一起 ,使动力传动系统各个部 位的瞬时旋转角度 、角速度偏离了设计的传动比关系 。 一般而言 ,对车辆传动系统正常工作造成威胁的主要 是扭转共振 ,即发动机工作时的激励频率落在传动系 统的固有频率附近或与其相重合 。这时动力传动系统 会对发动机的激励产生放大作用 ,导致扭转振幅迅速 增大 ,由此引起的动态应力往往要超出正常工作应力 许多 ,从而大幅降低相关零件的疲劳寿命 ,严重影响到 整个车辆的工作可靠性和使用寿命[2] 。
AMESim动力传动系统建模、仿真和分析解决方案
- 扭矩的变化及其齿接触力 - 换档品质 - 液压系统正常工作， 失效安全分析 - 元件性能分析 - 功率流 - 传动损失 - 热交换及其油冷却器的尺寸确定
Performances&losses Passenger Comfort NVH
以下应用的完美方案: - 手动/手动自动变速器 - DCT (Dual Clutch Transmission) - 自动变速器 - 静液传动 - 复合传动 - CVT / IVT (Continuous或Infinitely variable)
应用
- 扭矩变化及其最大值 (驱动链阻力特性分析) - 车辆运动的舒适性 (SUV和卡车发动机纵置的jerk和roll分析)， 考虑驱动链的动态特性，包括发
动机在支座上的运动。 - 设计和优化作动和主动控制系统: TCC (变矩器离合器)， 分动器， 主动差速器， 发动机支座
定位…
发动机 – 详述
机械模型：主要包括齿轮模型（定轴齿轮和行星齿轮）， 惰轮， 差速器模型， 同步器
模型， 片式离合器模型， 片式制动器模型， 带式制动器模型， 单向轮模型， 变矩器 模型， 无级变速器模型等。同时在模型中需要考虑回转元件的回转惯性， 齿轮的间隙 撞击效应， 传动轴的扭转刚度等现象。 因此对仿真软件需要有专门的动力传动方面应 用库来支持自动变速器机械模型的建立， 同时为了能够实现硬件在环仿真， 仿真软件 建立的机械模型必须支持实时代码的产生， 从而能够通过实时仿真平台跟事物连接起来 仿真。
Driveline
2D/3D Modeling U-joints, Tires ESP / ASR Piloted Differential
Transmission
Robotized / Automatics DCT/Hybrid IVT/CVT
某四驱车传动系扭转振动试验分析
收稿日期:2008-06-23;修改日期:2008-07-30作者简介:陈宏强(1981-),男,重庆潼南人,工程师。
E 2mail:chenhongqiang@mychery .com 文章编号:100621355(2009)0120097204某四驱车传动系扭转振动试验分析陈宏强, 杨正江, 胡汉亭(奇瑞汽车有限公司,安徽芜湖 241009) 摘 要:引入了一种新的扭转振动测试模块,详细说明了运用这一模块结合传统的试验仪器进行扭转振动的测试方法。
然后以某四驱车型的低速振动噪声问题为实例,并通过试验数据对比,并验证了这一测试模块及方法的可行性。
关键词:振动与波;扭转振动;LMS QT V中图分类号:TK417+.127 文献标识码:AExper i m en t a l Ana lysis of Torsi ona l V i bra ti on for Four W heel D r i ve CarCHEN Hong 2qiang, YAN G Zheng 2jiang, HU Han 2ting(Test and Technol ogy Center,CHERY Aut omobile CO.,L td,W uhu Anhui 241009,China ) Abstract:A ne w t orsi onal vibrati on measure ment module is intr oduced .App licati on of this module in combinati on with traditi onal facilities f or t orsi onal vibrati on measure ment is inter p reted .The noise is 2sue of l ow s peed vibrati on of a four wheel drive car is s olved as an exa mp le .The feasibility of the meas 2ure ment method is validated by mutual comparis on of the test data .Key words:vibrati on and wave;t orsi onal vibrati on;L MS QT V 就车辆而言,旋转机械或旋转部件包括:发动机,动力传动系,变速装置,压缩机和泵等。
汽车发动机曲轴扭转振动分析及控制(1)
- I -
重庆大学硕士学位论文
ABSTRACT
Due to the more stringent legislations of vehicle noise and emission as well as the increasing expectation by the consumers, researches on the noise, vibration and harshness (NVH) have become more important in recent years. The traditional cranktrain torsional vibration analysis method is time consuming and needs a lot of experiments to validation in order to gain the high accurate results. The new method which combines finite element method (FEM) and multibody system simulation (MSS) appeared as an alternative choice. This new method has changed the engine design process greatly by employing simulation technique instead of costly experiments (TEST CELL). This paper lucubrated the approach of modeling engine cranktrain MSS simulation model, the analysis model with flexible crankshaft ,flexible con rod and engine block is implemented. The dynamic vibration behavior of cranktrain is obtained after vibration characteristic analysis. Furthermore, the complete dynamic behavior is achieved through forced torsional vibration analysis. On the basis of analysis result, this paper designed torsional damper and optimized the basic parameters of cranktrain. The general rules of structure modification’ s influence on system vibration behavior is researched and simula的研究现状
轿车传动系扭转振动模型分析与计算
振 动 当量模 型。利 用 Ｍａａ 件编 制 了计算扭振 的计 算机 程序 ， ｔｂ软 ｌ 实现 了对轿 车传 动 系扭 转振 动 固有频 率 、 型的计 算 。与原 有数据进 行 比较 ， 振 结果表 明 ： 建立 的 当量 模 型具 有较 高精 度 ， 编 写 所
的计算机 程序 也具 有准 确性 。 关 键 词： 动系； 振 ； 传 扭 当量模 型 ； 计算 程序 文献标 识码 ： Ａ 文章 编 号 ：６ ４— ４ ５ ２ １ ） ７— ０ ８— ５ １７ ８ ２ （ ０ ０ ０ ０ １ ０ 中图分 类号 ：Ｂ ３ ． Ｔ ５３ ２
Ａｎａｙ ｉ ｎ ｌｕｌｔｏ ｆＴｏ ｓｏ ｌＶｉ ａ ｉｎ ｏ ｅ ｌｓｓａ ｄ Ｃａｃ ａ ｉｎ ｏ ｒ ｉｎａ ｂｒ ｔｏ Ｍ ｄ ｌ ｏ ｈ ｉ ｅｉ ｎ Ｓ ｌｏ ｒ ｆｔ ｅ Ｄｒｖ ｌ ｎｅ Ｉ ａｏ ｎ Ｃａ
Ｙ Ａ ｈ ｎｈ ｎ ， Ｅ Ｇ Ｚ ａ—ｉｎ ，Ｉ Ｎ ａ － ｎ Ｌ ｉ—ｈ ｏ Ｕ Ｎ Ｃ ｅ —ｅ ｇ Ｄ Ｎ ｈ ｏｘａ ｇ ＪＡ Ｇ Ｙ ｎｊ ， Ｉ ｎｃ ａ ｕ Ｊ
力传 动系是 汽 车 振 动 和 噪 声 的重 要 激 励 源 ， 转 扭
振动 是其 主 要 的 振 动 形 式 。 当来 自发 动 机 、 面 路
以及 由于车 轮不平 衡 产生 的周 期 性扭 转 激 励 的频 率与传 动 系扭 转 振 动 系 统 的 固有 频 率 一 致 时 ， 就
会 发生 扭转共 振 ， 生 令人 不适 的 噪声 ， 响乘 坐 产 影
பைடு நூலகம்
２１ ０ ０年 ７月
Ｊ１ ００ ｕ ．２ １
轿 车传 动 系扭 转 振 动模 型分 析 与 计 算
袁晨 恒 ， 邓兆祥 ， 姜艳 军， 李进超
第 4 章 汽车动力传动及转向系统振动(58)611
4.2.1 汽车动力传动系统扭转振动
26
4.2.1 汽车动力传动系统扭转振动
2. 确定等效圆盘的转动惯量J，等效轴扭转弹 性系数k的获取方法：理论力学公式、计算 机软件计算和试验测量。
3. 扭振运动微分方程：
27
4.2.1 汽车动力传动系统扭转振动
4. 激励力矩： 1）气缸内燃料点火燃气爆发压力产生的干 扰力矩； 2）曲柄连杆机构质量及惯性力产生的干扰 力矩； 3）功率负载部件所吸收的转矩不是定值而 产生的干扰力矩；
4.1.1 扭转振动分析的传递矩阵法 4.1.2 弯曲振动分析的传递矩阵法
3
4.1.1 扭转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。
4
4.1.1 扭转振动分析的传递矩阵法
• 取其中第i段进行分析：
1）无质量轴状态量：
场传递矩阵：
5
4.1.1 扭转振动分析的传递矩阵法
43
44
v rr 0 S 100 % v
车轮纯滚动时：
滑动(移)率 S ：
----------d x dS
最佳滑动率 d x
dS
S 0
车轮纯滑动时： S
100%
S
45
车轮边滑动边滚动 时： 0S 100 %
4.4.1 汽车制动动力学模型（车轮抱死）
• 三自由度力学模型：行驶方向位移x、质心垂 直方向的位移z和绕质心横轴的仰俯角 。
• 取其中第i段进行分析：
2）质量点Ji状态量：
点传递矩阵：
6
4.1.1 扭转振动分析的传递矩阵法 场传递矩阵：
点传递矩阵：
7
4.1.1 扭转振动分析的传递矩阵法
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
06.车辆动力传动系统轴系扭振仿真及分析
车辆动力传动系统轴系扭振仿真及分析Shaft Torsional Vibration Simulation and Analysis ofVehicle Power-train杨守平张付军(北京理工大学军用车辆动力系统技术国防重点学科实验室，北京 100081)摘 要:扭振是车辆动力传动系统轴系失效的重要因素之一，开展轴系扭振动力学仿真研究，具有重要的现实意义。
首先采用GT-CRANK软件建立某车辆动力传动系统2档、5档当量系统模型，并综合考虑燃气压力、往复惯性力和往复部件重力产生的激励力矩。
从激励力矩的傅立叶变换可以看出，激励能量集中在6.5谐次以下。
通过自由振动和强迫振动计算发现：装有高弹性联轴器的动力传动系统，可以将发动机曲轴系统与从动机构的扭振特性分开考虑，而不会对彼此产生影响；发动机曲轴系统的共振频率远远高于从动机构的共振频率。
关键词:动力传动系统；扭振；弹性联轴器；GT-CRANKAbstract：Torsional vibration is one of the most important malfunctional factors of vehicle power-train, and the investigation into it is of great significance. Firstly,a vehicle power-train system gear 2 and gear 5 equivalent dynamic models are built using the GT-CRANK software in this paper, with consideration of gas pressure, reciprocating inertia torque and torque caused by reciprocating components gravity synthetically. From Fourier Transform figures of excitation torque, energy concentrates below order 6.5. Finally，according to the simulation results of free vibration and forced vibration, the torsional vibration characteristics between the engine crankshaft system and driven components could be taken into account respectively with vehicle power-train installing high elastic coupling. The resonance frequency of the engine crankshaft is much high than that of driven component’s. Key words: power-train; torsional vibration; elastic coupling; GT-CRANK1 引言动力传动系统是车辆重要组成部分，通常由活塞式内燃机（汽油机、柴油机等）、变速装置（液力-机械变速装置或机械变速装置），转向装置等构成，其性能直接影响车辆的动力性和燃油经济性。
汽车系统动力学动力传动系统的扭振分析
T T0 Tj sin( jt j )
j
T0为曲轴平均转矩,ω为曲轴角速度。
3
7.1扭振系统的激振源
4冲程6缸发动机
缸发动机各阶旋转矢量图
4
7.1扭振系统的激振源
2.变速器 变速器的振动特性受系统质量、刚度、阻尼和齿刚度变化的影响。变速器本 身的激振源主要是由齿轮啮合过程中的载荷波动引起的。
6
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。
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：
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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：
1
7.1扭振系统的激振源
□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。 □传动系统出现强烈的扭振共振，相关部件所受载荷将明显增加。若这种情 况发生在车辆经常使用的范围内将严重影响传动系零件的使用寿命。
简化的扭转系统模型
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汽车动力传动系统扭转振动仿真计算与分析
汽车传动系统的振动引起的车身振动会使驾驶员尤其是长途驾驶员在行车过程中产生疲劳，这对汽车行驶安全性是极其不利的，本文通过对传动系统的自由扭转振动进行仿真和分析，对汽车传动系统扭转振动问题进行具体的研究。
标签：汽车动力传动系；扭转振动；仿真研究
1 引言
汽车动力传动系统的振动特性对汽车乘坐舒适性、行驶安全性、节油性等性能指标有至关重要的影响。
随着汽车发动机技术的进步，发动机的功率、转速、扭矩进一步提高，同时国家对汽车振动噪声及排污标准以及现在人们对乘车舒适性、安全性的提高，汽车动力系统、传动系统的关于振动的有关问题日益突出，对汽车传动系统扭振进行研究和分析有重要的意义。
2 动力传动系统自由扭转振动仿真与分析
据自由理论，借助软件MATLAB的simulink模块对振动系统的固有特性进行仿真，因为汽车3、4、5等中高档位使用频率较高，故只需要对3、4、5档进行固有特性的求解，最后通过编写程序，用simulink得出仿真结果。
可以绘制出
三、四、五档时各阶主振型图。
可以得出三档时的整个振动系统的振动分析结论：
1.三档5阶固有频率为230 Hz，超出了人体的敏感频率，对乘坐舒适性影响不大，最大应力出现在变速器处。
2.四档时5阶固有频率为236 Hz，发动机到离合器部分振幅很小，只有变速器处振幅最大。
3.五档时5阶固有频率为248Hz，变速器处振幅非常大，这对变速器的齿轮以及轴都承受了很大的应力，故降低了变速器的寿命。
3 动力传动系统受迫振动仿真与分析
通过分析系统受迫振动可以计算分析汽车传动系统对于外界驱动力矩的扭转振动响应。
进行受迫振动分析时只把发动机的激励作为输入力矩。
本文采用的发动机数据由某整车厂提供，将其拟合后绘制曲线如图1，图2所示。
利用MATLAB的Simulink模块就可以搭建强迫振动的仿真模块，取发动机转速为800r/min，1200r/min，2000r/min时传动轴部分的响应进行仿真，仿真结果如表1。
通过分析表1，可以看出发动机转速处于800r/min和处于2000r/min时传动轴所受的扭矩不大，即处于发动机转速处于怠速和高转速范围段时，动力传动系统还没有出现共振现象，轴段受力都比较小，当发动机转速处于中间1300r/min 附近时，扭矩明显增大，说明此时整个系统发生了共振引起各轴段的应力增大。
4 结语
本文通过对当量系统进行了自由振动分析，得出了系统的各阶固有频率和主振型，绘制主振型图并分析各轴段的应力分布；同时分析了发动机可能引起的系统共振的临界转速，结果表明，发动机的转速基本上处于共振转速以外，不会引起系统的共振；同时对强迫振动进行了仿真，结果表明中间转速肯定能引起系统的共振，故应对整个动力传动系统参数进行优化匹配。
参考文献：
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[3]邵毅敏，张奎，李小侠等.基于灵敏度分析的车辆传动系统扭振分析及仿真[J].长沙理工大学学报（自然科学版），2009，06（03）：23-29.
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