动力传动系统的振动分析

k 1
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……；
马 天 飞
Tk和α k分别为第k阶简谐分量的幅值和初相位。
3
汽
车 系 统 动 力 学
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。
马 天 飞
10
固有频率与振型分析
汽
车 系 统 动 力 学
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。
马 天 飞
11
汽
车 系 统 动 力 学
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。
汽
车 系 统 动 力 学
第七章
动力传动系统的振动分析
马 天 飞
1
汽
车 系 统 动 力 学
第一节
扭转系统的激振源
动力传动系统的扭振模型
马 天 飞
2
汽
车 系 统 动 力 学
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

T T0 Tk sin (kωt αk )
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。
马 天 飞
9
固有频率与振型分析
汽
车 系 统 动 力 学
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
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
2 2 J14 mt rd2 / ig i0

当量扭转刚度的计算
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。
ne,c 30 f t / k
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。
马 天 飞
12
发动机临界转速
汽
车 系 统 动 力 学
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。
马 天 飞
13
汽
车 系 统 动 力 学
第三节
Hale Waihona Puke 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
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。
马 天 飞
5
汽
车 系 统 动 力 学
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。
马 天 飞
6
扭振系统力学模型
马 天 飞
14
汽
车 系 统 动 力 学
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。
15
马 天 飞
马 天 飞
半轴轴段的当量扭转刚度
2 2 / ig K12 K12 i0

7
汽
车 系 统 动 力 学
扭振系统动力学方程
马 天 飞
矩阵形式的动力学方程
Cθ Kθ N Jθ
8
汽
车 系 统 动 力 学
固有频率与振型分析
对于系统无阻尼自由振动方程
Kθ 0 Jθ
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。
马 天 飞
最低主阶数等于发动机曲轴每一转的点火次数。
4
汽
车 系 统 动 力 学
系统的激励源
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。