工程车辆传动系统扭转振动特性研究与分析
传动系统的噪声与振动特性分析与优化设计
传动系统的噪声与振动特性分析与优化设计传动系统的噪声与振动特性分析与优化设计摘要：传动系统在现代机械设计中起着非常重要的作用。
然而，传动系统本身具有一些不可避免的问题，如噪声和振动。
传动系统的噪声和振动对机械系统的运行效果和工作环境都有着重要的影响。
因此，对传动系统的噪声与振动特性进行分析与优化设计是非常必要的。
本论文将重点研究传动系统的噪声与振动特性的分析方法和优化设计方案。
关键词：传动系统，噪声，振动，分析，优化设计引言：传动系统是现代机械设计中常见的一种机构，用于传递动力和运动。
然而，传动系统常常会产生噪声和振动，对机械系统的正常运行和工作环境都带来不利影响。
噪声和振动不仅会对机械设备的使用者造成健康问题，还会引起设备的损坏和寿命的缩短。
因此，对传动系统的噪声和振动特性进行分析与优化设计是非常重要的。
一、传动系统噪声特性分析1. 噪声产生机理传动系统噪声的产生机理有以下几种：齿轮啮合噪声、轴承振动噪声、齿轮波动噪声、传动链路撞击噪声等。
齿轮啮合噪声是传动系统中最主要的噪声来源，其产生原因主要是齿轮的啮合过程中产生的冲击和振动。
2. 噪声测试方法传动系统噪声的测试方法有很多种，常用的有声学法、振动法和傅里叶分析法。
声学法是最常用和有效的测试方法之一，主要通过将噪声转化为电信号，然后用声学设备进行测试和分析。
振动法是通过测量传动系统的振动量来评估噪声水平，可以通过加速度传感器或振动传感器进行测量。
傅里叶分析法则是通过将噪声信号进行频谱分析，从而得到噪声频谱的特征。
二、传动系统噪声优化设计传动系统的噪声优化设计是通过优化传动系统的结构、材料和工艺等方面来减小噪声和振动的产生。
噪声优化设计主要有以下几个方面：减小齿轮啮合冲击、改善轴承系统、优化齿轮制造工艺等。
1. 减小齿轮啮合冲击齿轮啮合冲击是传动系统中噪声的主要来源之一。
减小齿轮啮合冲击可以采取以下几种方法：通过优化齿轮齿数和设计齿形来减小齿轮啮合冲击；采用减震器等措施来消除冲击和振动；通过表面处理或润滑剂改善齿轮的运动平稳性。
加速工况下传动系统扭转振动分析
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最 后 通 过 实 车 进 行 了验 证 。
关 键Ｅ ：传 动 系统 ；扭 振 ；Ｈ ｒｚ 词 ｅｔ；多 体 动 力 学 ； 性 体 柔 中 图分 类 号 ： ６ ． ３ ； ４ ． Ｕ４ ４ ３ ４ Ｏ３ ７ ６
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文献标识码 ： Ａ
文 章 编 号 ：１０ －５ ３２ １ ）６０ ０ －５ ０ ４４ ２ （０ ０ ０－ ６ １０
随着 汽 车 工业 的发 展 ， 们 对 舒 适 性 的要 求 不 人 断 提 高 ， 整 车 振 动 与 噪声 性 能 提 出 了越 来 越 严 格 对 的要 求 。车 辆传 动 系统 作 为复 杂 的多体 非线 性动 力 学 系统 ， 转振 动是 其 主要振 动 形式 ， 是影 响 车辆 扭 也
收 稿 日期 ： ０ ０ ０ — ３ 修 订 日期 ： ０ ０ １ — ３ ２ １—８０ ； ２ １ — ０ １ 基 金项 目 ： 国家 ８ ３计 划 资 助 项 目 （ ０ ６ ６ ２ ０ ＡＡ１ ０ ０ — ） １ ５ ３ １
注 ： 轮 材 料 为 １ Ｍ ｎ ｒ ，弹 性 模 量 ： ． １ １ “ Ｎ／ ， 齿 ６ Ｃ ５ ２１× ０ ｍ。 泊 松 比 ：． ８ ０ ２
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汽车发动机传动系统的振动特性分析
汽车发动机传动系统的振动特性分析汽车作为现代人生活中不可或缺的交通工具，其中的发动机传动系统是其核心部件之一。
发动机传动系统的振动特性是我们在设计和改进汽车时必须要考虑的重要因素。
本文将以汽车发动机传动系统的振动特性分析为主题，探讨其对汽车性能和乘坐舒适度的影响。
1. 振动产生的原因及影响汽车发动机传动系统的振动是由多种原因引起的，包括发动机的工作原理、旋转不平衡、配气系统的不平衡等。
这些振动会直接影响到汽车的性能和舒适度。
首先，振动会导致发动机的失稳和不平衡，降低了发动机的工作效率。
这不仅影响到汽车的燃油经济性，还可能导致磨损加剧和损坏其他发动机部件。
其次，振动会传递到汽车的车身和底盘中，给乘客带来不舒适的感受。
特别是在高速行驶中，振动会加剧乘客的疲劳感，影响安全驾驶。
2. 振动特性的测试方法为了准确分析汽车发动机传动系统的振动特性，需要采用适当的测试方法。
常用的方法包括频谱分析、模态测试和混响测试。
频谱分析是通过采集振动信号，将其转换为频域信号分析振动的幅值和频率。
这可以帮助识别和定位引起振动的原因，进而进行有针对性的改进。
模态测试则是通过施加外力并观察结构的振动模态来分析其特性。
这可以帮助了解结构的固有频率和振动模态，并优化传动系统的设计。
混响测试则是在传动系统中引入随机激励信号，并观察其振动衰减的过程。
通过测量振动信号的幅值随时间的变化，可以分析传动系统的动态特性。
3. 改进传动系统的措施针对振动特性的测试结果，可以采取一系列措施来改进汽车发动机传动系统的性能和舒适度。
首先，可以通过在发动机的旋转部件上增加平衡块来解决由旋转不平衡引起的振动。
这可以有效地减少发动机的振动幅值，提升其工作稳定性。
其次，可以通过优化传动系统的结构和材料来减少振动的传递和共振。
例如，使用吸振材料和减震器来吸收和消散振动能量，降低振动的幅度和频率。
此外，合理设计传动系统的支撑结构和减振装置，也可以有效地减少振动的传递。
大型商用汽车传动系统扭转共振问题探讨
大型商用汽车传动系统扭转共振问题探讨随着商用汽车的快速发展，越来越多的车型被用于物流、工程运输等领域。
然而，在使用过程中，传动系统扭转共振问题成为了一个不可避免的难题。
本文将对大型商用汽车传动系统扭转共振问题进行探讨。
一、传动系统扭转共振问题的定义和原因传动系统扭转共振是指在特定车速下，传动轴自发振荡并引起车辆震颤的现象。
假设一辆商用汽车存在该问题，驾驶员会发现某个特定车速时车辆开始出现抖动，一旦超过该速度，抖动就会自行消失。
传动系统扭转共振的产生原因主要有以下几种：1.传动轴不平衡由于各种因素的影响，如制造误差、装配质量、修理和保养不当等，传动轴可能产生不平衡，导致在高速行驶时出现共振。
2.传动轴过长或过短当传动轴的长度与车辆的轴距和车身长度相差较大时，传动系统也可能会产生共振问题。
过长的传动轴会导致弯曲和扭转，而过短的传动轴将无法完成扭转和承受其他的力量。
3.传动轴与差速器夹角或卡爪角度不当传动轴和差速器之间的夹角或者卡爪的角度也会影响传动系统的共振问题。
如果夹角或角度不当，会导致传动轴在高速行驶时扭转振动并引起共振。
二、传动系统扭转共振的危害传动系统的共振问题会对车辆的性能、寿命和安全性造成很大影响。
1.车辆性能下降传动系统扭转共振问题会导致车辆出现明显的抖动，保持稳定速度和方向将变得十分困难，影响驾驶员对车辆的掌控和操纵。
2.车辆寿命缩短传动系统的震颤会加剧传动轴、万向节和其他相关部件的磨损和损坏。
长期以往，会导致这些部件的寿命缩短，车辆的综合维修成本也随之增加。
3.行驶安全受到威胁传动系统的共振问题还会导致车辆失去控制，严重时发生事故。
在一些恶劣的道路状况下，这种问题尤其危险。
三、传动系统扭转共振问题的解决方法由于传动系统扭转共振问题的原因复杂、多样，解决方法也不同。
目前，以下几种方法被广泛采用：1.平衡传动轴如果传动轴不平衡导致了共振，有必要平衡传动轴。
可以采用动态平衡或静态平衡方法对传动轴进行平衡校正。
载货汽车传动系统扭转共振问题研究
载货汽车传动系统扭转共振问题研究载货汽车传动系统扭转共振问题研究随着经济的发展以及物流行业的不断壮大，越来越多的货车开始进入人们的生活，扮演着货物运输的角色。
然而，在车辆行驶过程中，载货汽车传动系统常常会出现扭转共振的问题，不仅导致车辆行驶不稳定，还会对车辆的安全乃至生命安全造成威胁。
因此，对这一问题的研究显得非常必要。
传动系统是车辆的重要组成部分，它主要由发动机、变速器、传动轴、驱动桥等部分组成。
扭转共振指的是在传动系统中，发动机的扭矩被传递至驱动桥的过程中，由于系统的特性参数匹配不良，会产生系统振动，并在一定范围内不断增强。
这种振动会对车辆行驶产生影响，影响车辆的操纵性以及驾驶员的驾驶体验。
尤其在高速公路上，速度较快的运输过程中，更容易引发扭转共振现象。
针对这一问题，研究人员对传动系统进行了深入的研究，并提出了相应的解决方案。
首先，在设计阶段，应注意选用合适的传动组件和合适的匹配参数以减少共振的出现。
其次，在使用过程中，需要注意保持传动系统组件的完好状态，定期进行维修和保养。
另外，对于高速运输的货车，采用电子控制技术，调节发动机输出扭矩，以达到防止共振的目的。
总之，对载货汽车传动系统扭转共振问题的研究，不仅是对车辆行驶安全的保障，也是对物流行业的提升。
未来的研究中，我们将更加注重传动系统设计与优化、检测与监测技术以及防止共振控制等方面的研究，努力提高车辆行驶的稳定性和安全性。
在技术的不断提升和创新的推动下，任何困难都能够被克服，我们也有着足够的信心和勇气去迎接未来的挑战！除了传动系统设计、维护以及控制技术的研究，还有一些其他方面的研究也是十分必要的。
例如，研究不同驾驶员在不同道路条件下，对扭转共振的影响，以及对车辆行驶稳定性的影响。
此外，研究货车的负载、车速等因素对于传动系统扭转共振的影响，从而选择合适的操作条件，尽可能的避免结果的发生。
这些研究将有助于更加深入的了解扭转共振的机理和产生的原因，为解决扭转共振问题提供更加具体和有效的方法和手段。
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
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。
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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。
1.1 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ω曲轴转速为0ω，则将传动轴换算成曲轴转速0ω的当量转动惯量为2220212121⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫⎝⎛==g d d i J J J J J ωωωω式中，g i 为变速器的传动比。
1.2当量扭转刚度的计算设两圆盘之间弹性轴的当量扭转刚度为d K ，则可以根据弹性变形量守恒的原理将系统中的时间扭转刚度K 换算过来。
现以后桥半轴为例，相应的当量扭转刚度为201⎪⎪⎭⎫⎝⎛=i i K K g d式中，0i 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-0-)-)()(-----111010111111101010991010343332233232221122121111=+=+-=-+-=+=+）（）（（）（）（）（。
θθθθθθθθθθθθθθθθθθθθθK J K K J T K K J T K K J T K J(1)方程组（1）中，111-θθ分别为对应质量的扭转角位移；41-T T 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T K C J =++θθθ。
式中，当量转动惯量矩阵⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡=11102100J J JJ J阻尼矩阵C=[0]；刚度矩阵； 圆盘的角位移矩阵[]T 1143210θθθθθθ =。
一般以发动机振动激励为系统输入矩阵，则[]T T T T T T 004321 =2.1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0=+θθK J 。
（2）假设方程的解为t ni eωθA = （3）式中，A 为系统自由振动时的振幅列向量，[]Tm m m m A A A A A 11321=。
将式（3）及其二阶导数代入方程式（2），并消去t ni eωθA =，得到主振型方程为()02=-A J K nω令J K H n 2ω-=，则有HA=0式中，H 为系统的特征矩阵。
根据线性代数知识可知，主振型方程存在非零解的条件是系统的特征矩阵的行列式必须等于0，即02=-=J K H n ω (4)式（4）称为系统的特征方程。
当系统微分方程组较多时，解上述方程的工作量是相当大的，调用MA TLAB 中的eig （）函数来求解系统特征方程，可以非常方便地计算出系统的固有频率，其对应的特征矢量就是该固有频率所对应的振型。
此外，还可以根据计算出的振型画出振型图。
下面直接给出该型装载机传动系统各部分的转动惯量和各轴段的扭转刚度参数值，如表1-1和表1-2所示。
阶主振型A i。
它们总是成对出现，并描述系统的一个独立特性。
需要注意的是，将特征值代回至系统微分方程组只能得到n个未知量A i之间的比值。
如果A i是方程的解，则A i乘以任何非零的常数都是方程的解。
因此，可以说，主振型的形态是确定的，但是振幅是不确定的；换句话说，主振型只是确定系统按照某一阶固有频率自由振动时的各个坐位移的比值，而振幅的数量则可以是任意的。
因此，在计算机主振型时，无需求出具体初始条件下系统某阶主振动时各个坐标幅值得具体绝对数值，而只是一般性地描述系统某阶主振型的形式，任意规定其中某一坐标的幅值。
2.2 仿真计算经过以上的理论分析，下面进行程序的编制，可自行编写函数eigfre-niuzheng（）来求解系统特征方程，以得到特征值和特征向量。
该函数为求解各种振动系统特征方程的通用函数，本书还将利用本函数进行悬架双质量系统的固有特性分析。
具体程序如下：function[w,A]=eigfre_niuzheng(J,K)w=[ ];H=inv(J)*K;[A,d]=eig(H);n=size(H);for i =1:nw(i)=d(i,i);A(:,i)=A(:,i)/A(1,i);endfor j =1:n-1;for i=j+1:n;if w(j)>w(i);t=w(i);w(j)=w(i);w(j)=t;q=A(:,i);A(:,i)=A(:,j);A(:,j)=q;endendendm=5;for i=1:msubplot(m,1,i)plot(A(:,i))end对于当量转动惯量和当量扭转刚度的计算，特别要注意的是：在离合器完全结合的情况下，；而变速器第二轴、通常可以认为离合器、机械变速器第一轴转速等于发动机曲轴的转速传动轴以及主减速器主动锥齿轮为同一转速gi 0ω；主减速器从动锥齿轮、差速器总成、两根驱动半轴以及两个驱动车轮为同一转速)/(00i i g ω。
为了分段进行当量转动惯量和当量扭转刚度的计算，现自行编制MATLAB 函数文件niuzheng_para 。
本函数输入参数为变速器的档位gi ，输出参数为传动系统的当量转动惯量矩阵j 和当量扭转刚度矩阵k 。
具体程序如下：function[j,k]=niuzheng_para(gi) ig=[5.78 4.57 2.91 1.72]; i0=7.28;jj=[0.001964 0.00191 0.00191 0.0019241 0.1055 0.0030074 0.031771 0.006066 0.13724 6.2947 159.47];kk=[8.113e 5 8.113e 5 8.113e 5 8.2443e 5 1.19962e 6 1.8904e 5 1.7945e 5 1.056e 7 1.1529e 6 2.0735e 5] for i =1:11; if i>4&i<9j(i)=jj(i)./(ig(gi))^2; elseif i>8j(i)=jj(i)./(ig(gi)*i0)^2; elsej(i)=jj(i); end endfor i=1:10; if i>3&i<8k(i)=kk(i)./(ig(gi))^2; elseif i>7k(i)=kk(i)./(ig(gi)*i0)^2; elsek(i)=kk(i); end end以某中型装载车辆为例，该工程车辆所用发动机是四缸四冲程柴油机，根据四缸柴油机的特定分析，其扭转激励主谐次为k=1,2,3…该发动机正常怠速约为700r/min ，根据工况特性考虑发动机常用工作转速n e =1200-2500r/min 。
工作转速范围会有相对应的基本频率范围，即2,)599.523327.251(301,)799.261664.125(30=-===-==k Hz k n f k Hz kn f e e e e ππ工程上通常认为低频振动对动力传动系统部件影响最大，因此在这里只考虑低频特性。
综合这些因素可以得出，要想避开共振区域，动力传动系统的固有频率就不能落在这些频率范围内或其附近。
下面分析的主要目的就是校验动力传动系统的固有频率是否落在这些频率范围内或其附近。
下面分析的主要目的就是校验动力传动系统的固有频率是否落在这些范围内。
最后，根据本例前面有关动力传动系统的固有频率的计算方法，进行扭转振动分析主程序niuzheng_main.M文件的编写。
具体程序如下：Clear allgi=1;[j,k]=niuzheng_para(gi);J=[j(1) 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0;0 j(2) 0 0 0 0 0 0 0 0 0;O 0 j(3) 0 0 0 0 0 0 0 0;0 0 0 j(4) 0 0 0 0 0 0 0;0 0 0 0 j(5) 0 0 0 0 0 0;0 0 0 0 0 j(6) 0 0 0 0 0;0 0 0 0 0 0 j(7) 0 0 0 0;0 0 0 0 0 0 0 j(8) 0 0 0;0 0 0 0 0 0 0 0 j(9) 0 0;0 0 0 0 0 0 0 0 0 j(10) 0;0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 j(11);];K=[k(1) –k(1) 0 0 0 0 0 0 0 0 0;-k(1) k(1)+k(2) –k(2) 0 0 0 0 0 0 0 0;0 –k(2) k(2)+k(3) –k(3) 0 0 0 0 0 0 0;0 0 –k(3) k(3)+k(4) –k(4) 0 0 0 0 0 0;0 0 0 –k(4) k(4)+k(5) –k(5) 0 0 0 0 0;0 0 0 0 -k(5) k(5)+k(6) –k(6) 0 0 0 0;0 0 0 0 0 –k(6) k(6)+k(7) –k(7) 0 0 0;0 0 0 0 0 0 –k(7) k(7)+k(8) –k(8) 0 0;0 0 0 0 0 0 0 –k(8) k(8)+k(9) –k(9) 0;0 0 0 0 0 0 0 0 –k(9) k(9)+k(10) -k(10);0 0 0 0 0 0 0 0 0 –k(10) k(10)];[w,A]=eigfre_niuzheng(J,K);f=sqrt(w)./2/pi;iw=length(w);n=f*30/pi/2;fprintf(‘—工程车辆传动系统固有频率共% 3.0 f阶— \n’,iw)disp ‘—本文只显示与计算前5阶固有特性—‘fprintf(‘工程车辆传动系统第1阶固有频率f1=% 3.4f Hz \n’,f(1))fprintf(‘工程车辆传动系统第2阶固有频率f2=% 3.4 f Hz \n’,f(2))fprintf(‘工程车辆传动系统第3阶固有频率f3=% 3.4 f Hz \n’,f(3))fprintf(‘工程车辆传动系统第4阶固有频率f4=% 3.4 f Hz \n’,f(4))fprintf(‘工程车辆传动系统第5阶固有频率f5=% 3.4 f Hz \n’,f(5))disp ‘—工程车辆发动机第1阶与第2阶谐振频率范围—’ne0=700；fprintf(‘工程车辆发动机怠速ne0=% 3.3 f r/min \n’,ne0)ne=1200:2500;for kk=1:2;if kk = =1fe=pi.*kk.*ne./30;fprintf(‘工程车辆发动机第1阶谐振最高频率fe1max=% 3.3 f Hz \n’,m ax(fe))fprintf(‘工程车辆发动机第1阶谐振最低频率fe1min=% 3.3 f Hz \n’,min(fe))fe0=pi.*kk.*ne0./30;fprintf(‘工程车辆发动机怠速第1阶对应频率fe0=% 3.3 f Hz \n’, fe0)else if kk= =2fe=pi.*kk.*ne./30 ;fprintf(‘工程车辆发动机第2阶谐振最高频率fe2max=% 3.3 f Hz \n’,max(fe))fprintf(‘工程车辆发动机第2阶谐振最低频率fe2min=% 3.3 f Hz \n’,min(fe))fe0=pi.*kk.*ne0./30;fprintf(‘工程车辆发动机怠速第2阶对应频率fe0=% 3.3 f Hz \n’, fe0)endendif kk= =1；for iw =1:5 ;fe=pi.*kk.*ne0./30 ;if f(iw)<max(fe)&f(iw)>min(fe)nw=f(iw)*30/pi/2;disp ‘!!!! 注意！工程车辆传动系统固有频率在发动机常用1阶谐振频率范围，易引起扭振!!!!’fprintf(‘工程车辆传动系统可发生共振的固有频率为f(iw)=% 3.3 f Hz \n’,f(iw))fprintf(‘工程车辆发动机可发生共振的临界转速为nw=% 3.1 f r/min \n’,nw)endendelse if kk= =2;for iw =1:5;fe=pi.*kk.*ne./30;if f(iw)<max(fe)&f(iw)>min(fe)nw=f(iw)*30/pi/2;disp ‘!!!! 注意！工程车辆传动系统固有频率在发动机常用2阶谐振频率范围，易引起扭振!!!!’fprintf(‘工程车辆传动系统可发生共振的固有频率为f(iw)=% 3.3 f Hz \n’,f(iw))fprintf(‘工程车辆发动机可发生共振的临界转速为nw=% 3.1 f r/min \n’,nw)endendenddisp ‘—工程车辆发动机临界转速—‘fprintf(‘工程车辆发动机第1阶临界转速n1=% 3.1 f r/min \n’,n(1))fprintf(‘工程车辆发动机第2阶临界转速n2=% 3.1 f r/min \n’,n(2))fprintf(‘工程车辆发动机第3阶临界转速n3=% 3.1 f r/min \n’,n(3))fprintf(‘工程车辆发动机第4阶临界转速n4=% 3.1 f r/min \n’,n(4))fprintf(‘工程车辆发动机第5阶临界转速n5=% 3.1 f r/min \n’,n(5))运行程序可以得到以下结果：有仿真结果可知，工程车以1档行驶时，传动系统第3阶固有频率473.5876Hz落在发动机2次谐振频率范围，此时发动机可发生共振临界转速为2261r/min，在先前考虑的发动机的常用转速范围n e=1200-2500r/min内，来自发动机的2次谐振可能会使动力传动系统前端产生较大的扭振振幅。