动力传动系统的振动分析

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加速工况下传动系统扭转振动分析

工
最后通过实车进行了验证。
关键Ｅ：传动系统；扭振；Ｈｒｚ词ｅｔ；多体动力学；性体柔中图分类号：６．３；４．Ｕ４４３４Ｏ３７６
程 ∞
学
文献标识码：Ａ
文章编号：１０－５３２１）６００－５０４４２（０００－６１０
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：０００ — ３修订日期：００１ — ３２１—８０；２１ — ０１基金项目：国家８３计划资助项目（０６６２０ＡＡ１００ — ）１５３１
注：轮材料为１Ｍｎｒ，弹性模量：．１１ “ Ｎ／，齿６Ｃ５２１× ０ｍ。泊松比：．８０２

振眦
动
Ｖ
构，析得到系统固有特性；合基于Ｈｅｔ撞理论的变速器传动模型和基于多体动力学的刚柔动力学模型，分融ｒｚ碰对
加速工况的强迫扭转振动进行了仿真与分析，比了含非线性齿轮传动的刚体模型及刚柔结合模型的分析结果，对

车辆动力学(7)- 传动系统扭振-强迫振动

i=0.9583
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。

振动在汽车动力传动系统中的研究

ＶａｌｕｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ
振动在汽车动力传动系统中的研究
ＳｔｕｄｙｏｎｔｈｅＶｉｂｒａｉｏｔｎｉｎＡｕｔｏｍｏｉｖｔｅＤｒｉｖｉｎｇＳｙｓｔｅｍ
孙丽ＳＵＮＬｉ
ｒｅｓｅａｒｃｈｍｅｔｈｏｄｓｏｆｃｕｒｒｅｎｔｂｅｎｄｉｎｇｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｐｏｗｅｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓｙｓｔｅｍｉｎｃｌｕｄｅｅｘｐｅｉｒｍｅｎｔａｌｍｏｄａｌａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｉｆｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓ．Ｆｏｒｔｈｅｒｅｓｅａｒｃｈｏｎｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓｙｓｔｅｍ．ｍａｎｙｅｘｐｅｒｔｓｈａｖｅｇａｉｎｅｄｇｒｅａｔａｃｈｉｅｖｅｍｅｎｔｓａｎｄｈａｖｅｍａｄｅｓｏｍｅｐｒｏｇｒｅｓｓ．ＢｕｔｄｕｅｔＯｔｈｅｌｉｍｉｔｅｄｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ，ｔｈｅｒｅｓｅａｒｃｈｏｎｈｅｔｌｆｅｘｕｒａｌ — ｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｏｕｐｌｉｎｇｉｓｎｏｔｐｅｒｆｅｃｔ．ｈｅＴｒｅｆｏｒｅ，ｂａｓｅｄｏｎｈｅｔｓｔｕｄｙｏｆｂｅｎｄｉｎｇａｎｄｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｈｅｔｌｆｅｘｕｒａｌ — ｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｏｕｐｌｉｎｇｉｓｓｔｕｄｉｅｄｉｎｔｈｉｓｐａｐｅｒ．

金属丝绳在动力工程中的脉动载荷与振动分析

金属丝绳在动力工程中的脉动载荷与振动分析金属丝绳作为一种重要的传动介质，广泛应用于动力工程领域。

在实际工作过程中，金属丝绳受到的载荷和振动是非常复杂的，这些复杂的载荷和振动通常被分为脉动载荷和振动两种类型。

本文将重点分析金属丝绳在动力工程中的脉动载荷与振动特性。

1. 金属丝绳的脉动载荷金属丝绳在动力工程中的应用过程中，脉动载荷主要来源于以下几个方面：(1)绳索自重引起的载荷：金属丝绳在悬挂重物时，由于绳索自重产生的下垂，使得绳索受到的载荷不断变化。

这种载荷的变化呈现出周期性，即为脉动载荷。

(2)摩擦力引起的载荷：在金属丝绳的传动过程中，绳索与滑轮之间的摩擦力会引起载荷的变化。

这种摩擦力随着绳索与滑轮之间的接触状态变化而变化，从而产生脉动载荷。

(3)冲击力引起的载荷：在动力工程中，金属丝绳受到的冲击力主要来源于重物的加速下降或突然释放。

这种冲击力会导致绳索受到瞬间的大幅载荷变化，形成脉动载荷。

金属丝绳的脉动载荷对绳索的疲劳寿命和传动稳定性具有重要影响。

因此，对脉动载荷进行分析和研究，对于提高金属丝绳的使用性能和安全性具有重要意义。

2. 金属丝绳的振动特性金属丝绳在动力工程中的应用过程中，其振动特性主要表现为以下几个方面：(1)固有振动：金属丝绳作为一种弹性体，具有自身的固有振动频率。

当受到外力作用时，绳索可能会产生固有振动。

(2)受迫振动：在实际工作过程中，金属丝绳受到的外力通常是周期性的，如脉动载荷。

这种周期性外力会导致绳索产生受迫振动。

(3)随机振动：除了周期性载荷外，金属丝绳还可能受到各种随机载荷的作用，如冲击力、风载等。

这些随机载荷会导致绳索产生随机振动。

金属丝绳的振动特性对其使用性能和安全性具有重要影响。

过度的振动会导致绳索的疲劳损伤，降低其使用寿命。

因此，对金属丝绳的振动特性进行研究，对于确保传动系统的稳定性和安全性具有重要意义。

3. 脉动载荷与振动分析的方法针对金属丝绳在动力工程中的脉动载荷与振动分析，可以采用以下几种方法：(1)理论分析：根据金属丝绳的工作原理和受力特点，建立数学模型，对脉动载荷和振动特性进行理论分析。

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

《2024年汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计》范文

《汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计》篇一一、引言汽车作为现代社会出行的重要工具，其舒适性和安全性已成为消费者选购车辆的重要考量因素。

动力总成悬置系统作为汽车的重要组成部分，其性能直接影响到整车的振动噪声水平及乘坐舒适性。

因此，对汽车动力总成悬置系统的振动进行分析，并进行优化设计，对于提升汽车性能具有重要意义。

本文将就汽车动力总成悬置系统的振动分析及优化设计进行探讨。

二、汽车动力总成悬置系统概述汽车动力总成悬置系统主要由发动机、变速箱、传动系统等组成，其作用是将发动机产生的动力传递至车轮，同时起到减震、降噪、提高乘坐舒适性的作用。

该系统的性能直接影响到整车的运行平稳性和乘坐舒适性。

三、汽车动力总成悬置系统振动分析1. 振动产生原因汽车动力总成悬置系统的振动主要来源于发动机的燃烧、气缸内的工作过程、燃油的喷入以及各种力的相互作用等因素。

此外，路面不平、车身结构等因素也会对系统产生一定的振动影响。

2. 振动分析方法针对汽车动力总成悬置系统的振动分析，可采用理论分析、仿真分析和实车测试等方法。

理论分析主要依据动力学原理和弹性力学原理对系统进行建模和分析；仿真分析则通过建立系统的有限元模型，对系统进行动力学仿真分析；实车测试则是通过在真实环境下对车辆进行测试，获取系统的振动数据。

四、汽车动力总成悬置系统优化设计1. 设计目标汽车动力总成悬置系统的优化设计目标主要包括降低系统振动、提高乘坐舒适性、减少噪声等。

通过对系统进行优化设计，可提高整车的性能和品质。

2. 优化设计方法（1）材料选择：选用高强度、轻量化的材料，如铝合金、复合材料等，以降低系统重量，提高刚度和减震性能。

（2）结构优化：通过优化结构布局和刚度分配，使系统在受到外界力时能够快速恢复稳定状态，减少振动。

（3）主动控制技术：采用主动控制技术，如主动悬挂系统、电磁减震器等，对系统进行实时控制，以降低振动和噪声。

（4）仿真分析：利用仿真软件对系统进行动力学仿真分析，预测系统的振动性能，为优化设计提供依据。

变速器传动与振动分析

变速器传动与振动分析引言变速器是汽车等机械设备中至关重要的部件之一，其功能是将发动机的扭矩传递到车轮上。

然而，在实际运行中，变速器常常会出现振动问题，给车辆的舒适性和安全性带来负面影响。

因此，对变速器传动与振动进行深入分析对于解决这一问题至关重要。

第一部分：变速器传动机理在介绍变速器的振动分析之前，我们先来了解一下变速器的传动机理。

变速器通常由齿轮、轴、同步器等组成，通过不同齿轮的啮合和离合来实现不同速度的传动。

当发动机的转速改变时，齿轮之间会发生啮合和离合的变化，从而实现不同的挡位和速度。

这种传动机理导致了变速器在工作中存在着一定的振动。

第二部分：变速器振动的原因1. 齿轮啮合不平衡：当齿轮的制造精度不高或磨损严重时，会导致齿轮之间的啮合不平衡，进而引发振动。

2. 轴的不平衡：轴的制造过程中存在误差或在使用过程中发生变形，会导致轴的不平衡，从而引起变速器的振动。

3. 同步器故障：同步器是变速器中起到离合作用的重要部件之一，当同步器发生故障时，其离合效果变差，从而引发变速器的振动。

4. 润滑不良：变速器的润滑油质量差或油路堵塞会导致润滑不良，造成齿轮和轴的摩擦增大，引发振动。

第三部分：振动分析方法在解决变速器振动问题时，我们通常会借助一些分析方法来找出问题的根源，并采取相应的解决方案。

1. 振动信号分析：通过使用振动测试仪器，可以对变速器进行振动信号的采集和分析。

通过对信号的频率、振幅和波形等特征进行分析，可以判断出可能存在的故障原因。

2. 模态分析：利用有限元分析等方法，可以对变速器的结构进行模态分析，找到其固有频率和振动模态，从而判断哪些部件可能存在失衡或振动过大的情况。

3. 故障诊断：通过对变速器的工作过程进行仔细观察和分析，可以判断出可能存在的故障点。

这可以通过依靠专业知识和经验来实现。

结论通过变速器传动与振动的分析，我们可以发现变速器振动的原因，并采取相应的解决方案来解决这一问题。

其中，振动信号分析、模态分析和故障诊断是非常有效的方法，可以为我们提供有力的支持和指导。

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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。
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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。