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
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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
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