汽车传动轴固有频率与振动问题的研究

(整理)车辆怠速振动研究现状及解决途径

车辆怠速振动研究现状及解决途径一、车辆怠速振动概述随着汽车工业的不断发展，人们对汽车舒适性的要求也越来越高，车内的噪声振动问题日益成为用户关注的焦点。车辆怠速时出现的共振问题，常表现为车内噪声大以及车身等部位振动大，对车内乘坐舒适性造成很大影响。车辆怠速状态是指发动机空转时一种工作状况，发动机怠速时的转速被称为怠速转速，是发动机在没有对外输出功并维持正常运转的最低转速。一般发动机怠速为550-800r/min。由于车辆零部件设计、装配不当或减震隔音装置设计不合理，车辆中经常会有共振现象发生，这势必引起车内振动、噪声过大，车内门窗、行李架等抖振剧烈。车辆常常在发动机处于怠速状态时，即发动机转速在550-800r/min时，车体产生强烈的噪音，振动较大，使车辆的舒适性降低，厂家急需消除此振动问题。从目前国内、外对汽车发动机怠速振动及其引起的整车共振研究情况来看，主要侧重于具体的故障原因分析及故障排查，甚至是具体车型的故障分析，从理论上研究的论文很少，且没有进行系统深入的研究，也没有得出系统的科学的解决方法，无法指导实践。然而，从理论上对发动机怠速振动的形成机理进行研究十分必要，一方面可以根据理论研究出一套有效的排查故障的方法提高社会效益和经济效益，另一方面，也可以为发动机的设计、改进及实际运用提供指导。二、车辆怠速振动原因分析车辆车身怠速共振的根源是发动机怠速振动。一、发动机怠速振动的机理及原因怠速振动机理汽缸内气体作用力的变化（一个汽缸气体作用力变化或几个汽缸气体作用力变化），引起各汽缸功率不平衡，导致各活塞在做功行程时的水平方向分力不一致，出现对发动机横向摇倒的力矩不平衡，从而产生发动机抖动。也可以说，凡是引起发动机汽缸内气体作用力变化的故障都有可能导致发动机怠速振动。 ①直接原因，指机械零件脏污、磨损、安装不正确等，导致个别汽缸功率的变化，从而造成各汽缸功率不平衡，致使发动机出现怠速振动； ②间接原因，指发动机电控系统不正常,导致混合气燃烧不良，造成各汽缸功率难以平衡，使发动机出现怠速振动。按故障系统分析怠速振动的原因有以下四个方面：①进气系统；②燃油系统；③点火系统；④发动机机械系统。 1.进气系统 (1)进气歧管或各种阀泄漏当不该进入的空气、汽油蒸汽、燃烧废气进入到进气歧管，造成混合气过浓或过稀，使发动机燃烧不正常。当漏气位置只影响个别汽缸时，发动机会出现较剧烈的抖动，对冷车怠速影响更大。常见原因有：进气总管卡子松动或胶管破裂；进气歧管衬垫漏气；进气歧管破损或其它机件将进气歧管磨出孔洞；喷油器O型密封圈漏气；真空管插头脱落、破裂；曲轴箱强制通（PCV）阀开度大；活性炭罐阀常开；废气再循环（EGR）阀关闭不严等。 (2)节气门和进气道积垢过多节气门和周围进气道的积炭污垢过多，空气通道截面积发生变化，使得控制单元无法精确控制怠速进气量，造成混合气过浓或过稀，使燃烧不正常。常见原因有：节气门有油污或积炭；节气门周围的进气道有油污积炭；怠速步进电机、占空电磁阀、旋转电磁阀有油污、积炭。 (3)怠速空气执行元件故障怠速空气执行元件故障导致怠速空气控制不准确。常见原因有：节气门电机损坏或发卡；怠速步进电机、占空比电磁阀、旋转电磁阀损坏或发卡。

汽车发动机振动噪声测试系统方案

附件1 汽车发动机振动噪声测试系统 1用途及基本要求：该设备主要用于教学和科研中的振动和噪声测量，要求能够测量试验对象的振动噪声特性（频率、阶次、声强等），能对试验数据进行综合分析。该产品的生产厂应具有多年振动噪声行业从业经验，有较高的知名度和影响力。系统软件和硬件应该为成熟的模块化设计，同时具有很强的扩展能力，能保证将来软件和硬件同时升级。 2设备技术要求及参数 2.1设备系统配置 2.1.1数据采集系统一套； 2.1.2数据测试分析软件一套； 2.1.3传声器 2个； 2.1.4加速度计 2个； 2.1.5声强探头 1套； 2.1.6声级校准器 1个； 2.1.7笔记本电脑一台 2.2数据采集、控制系统技术要求 2.2.1主机箱一个；供电采用9～36V直流和 200～240V交流； 2.2.2便携式采集前端，适用于实验室及现场环境； 2.2.3整机消耗功率<150W； 2.2.4工作环境温度：-10 C ～50C； 2.2.5中文或英文WindowsXP下运行，操作主机采用笔记本电脑； 2.2.6输入通道数：4个以上，其中2个200V极化电压输入通道、不少一个转速输入通道； 2.2.7输入通道拥有Dyn-X技术，动态围160dB； 2.2.8每通道最高采样频率：≥65.5kHz，最大分析带宽：≥25.6kHz； 2.2.9系统留有扩充板插槽，根据需要可以进一步扩充；数据采集前端可同时连接多种形式传感器,包括加速度计、转速探头、传声器、声强探头等； 2.2.10系统具有堆叠和分拆能力，多个小系统可组成多通道大系统进行测量。大系统可分拆成多个小系统独立运行； 2.2.11采集前端的数据传输具备二种方式之一：①通过10/100M自适应以太网传输至PC； ②通过无线通讯以太网技术传输至PC，通信距离在100米以上。使测量过程更为灵活方便，方便硬件通道和计算机系统扩展升级；

汽车振动分析试题1

2008年振动力学期末考试试题第一题（20分） 1、在图示振动系统中，已知：重物C 的质量m 1，匀质杆AB 的质量m 2，长为L ，匀质轮O 的质量m 3，弹簧的刚度系数k 。当AB 杆处于水平时为系统的静平衡位置。试采用能量法求系统微振时的固有频率。解：系统可以简化成单自由度振动系统，以重物C 的位移y 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 y ＝0，此时系统的势能为零。 AB 转角：L y /=? 系统动能： m 1动能：2 1121y m T = m 2动能：2222222 22 222)3 1(21))(31(21)31(2121y m L y L m L m J T ====? ω m 3动能：2322 323 33)2 1(21))(21(212 1y m R y R m J T === ω 系统势能： 2 21)21(21)21( y k y g m gy m V + +-= 在理想约束的情况下，系统的主动力为有势力，则系统的机械能守恒，因而有： E y k gy m gy m y m m m V T =+ +-++= +2 212 321) 2 1(2 12 1)2 13 1(2 1 上式求导，得系统的微分方程为： E y m m m k y '=+ + +) 2 131(4321 固有频率和周期为： ) 2 131(43210m m m k + + = ω 2、质量为m 1的匀质圆盘置于粗糙水平面上，轮缘上绕有不可伸长的细绳并通过定滑轮A 连在质量为m 2的物块B 上；轮心C 与刚度系数为k 的水平弹簧相连；不计滑轮A ，绳及弹簧的质量，系统自弹簧原长位置静止释放。试采用能量法求系统的固有频率。解：系统可以简化成单自由度振动系统，以重物B 的位移x 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 x ＝0，此时系统的势能为零。物体B 动能：2 212 1x m T = 轮子与地面接触点为速度瞬心，则轮心速度为x v c 2 1= ，角速度为x R 21=ω，转过的角度为x R 21= θ。轮子动能： )83(21)41)(21(21)4 1( 2 12 1212 122 21212 2 12x m x R R m x m J v m T c =+= + = ω 系统势能： x

传动轴结构分析与设计(精)

第五节传动轴结构分析与设计传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为 22 2 8 10 2.1 C c C k L d D n + ? = (4—13) 式中，n k为传动轴的临界转速(r／min)；L C为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的距离；d c和D c分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计传动轴时，取安全系数K=n k／n max=1.2～2.0，K=1．2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，n max为传动轴的最高转速(r／min)。由式(4—13)可知，在D c和L c相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。另外，当传动轴长度超过1．5m时，为了提高n k以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力τc应满足

qct29082-92汽车传动轴总成技术条件

中华人民共和国汽车行业标准 QC／T 29082一92 汽车传动轴总成技术条件 1 主题内容与适用范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成（以下简称传动轴）的技术条件。本标准适用于轻、中型各类汽车及其改装车用传动轴，微型及重型各类汽车及其改装车用传动轴亦可参照使用。 2 引用标准 GB 9239刚性转子平衡品质——许用不平衡量的确定 JB 524汽车万向节十字轴技术条件 JB 3741汽车传动轴总成台架试验方法 JB 3677汽车用螺纹紧固件拧紧扭矩规范 ZB J 11014万向节滚针轴承技术条件 JB／Z汽车油漆涂层 3 技术要求和试验方法 3．1 传动轴应符合本标准的要求，并按照经规定程序批准的图样及技术文件制造。 3．2 万向节轴承应符合ZB J11014的规定。 3．3 万向节十字轴应参照JB 524的有关规定。 3．4 装配用的零部件必须经过检验合格。 3．5 装配用的零部件在装配前必须清洗干净。 3．6 传动轴外观及零件加工表面不得有毛刺、碰伤、锈蚀、折痕、扭曲变形及裂纹等缺陷。 3．7 传动轴装配前零部件应符合以下要求：

3．7．1 十字轴的油道应清洁畅通，轴承碗中的滚针排列无横倒或少装 3．7．2 万向节总成装配后轴承转动灵活、油封完好、装配尺寸应符合图样要求。3．7．3 传动轴管焊接合件焊接前后必须进行校直，滑动轴、非滑动轴轴颈的径向跳动不超过0.1mm，轴管全长上的径向跳动应符合表1规定：当轴管长度小于轴管直径的倍时，滑动轴、非滑动轴轴颈的径向跳动量不大于0.3mm，轴管全长径向跳动量不大于1mm。 3．7．4 传动轴管焊接合件的焊接质量应可靠，焊缝尺寸应符合图样要求，焊缝外观应平整光滑无间断，不得有虚焊、夹渣等缺陷。用倍最大工作扭矩静扭转时，焊缝不得开裂。 3．8 装配时不得漏装、错装，连接紧固件应牢固可靠，其拧紧力矩应符合JB 3677的规定。 3．9 传动轴装配后，用手在正、反两个方向上沿万向节夹角形成的圆锥面运动轨迹转动时，万向节工作平稳，不得有卡阻现象或明显的间隙，万向节夹角应符合设计要求。 3．10 传动轴装配时，十字轴上的滑脂嘴及滑动叉上的滑脂嘴应在同一侧。 3．11 盖板式结构的万向节，其盖板凸出部分必须嵌入轴承碗外端面的槽内，并将固定锁片锁住盖板上的紧固螺栓，卡环式结构的万向节，卡环必须全部嵌入耳孔槽内或轴承碗外圆槽内。 3．12 传动轴两端的万向节，应在规定的相位面上，其偏差不大于5°。 3．13 滑动轴与滑动叉装配后，应能在设计要求的工作长度范围内轴向滑动，不

基于振动分析的内燃机故障诊断分析示范文本

基于振动分析的内燃机故障诊断分析示范文本 In The Actual Work Production Management, In Order To Ensure The Smooth Progress Of The Process, And Consider The Relationship Between Each Link, The Specific Requirements Of Each Link To Achieve Risk Control And Planning 某某管理中心 XX年XX月

基于振动分析的内燃机故障诊断分析示范文本使用指引：此解决方案资料应用在实际工作生产管理中为了保障过程顺利推进，同时考虑各个环节之间的关系，每个环节实现的具体要求而进行的风险控制与规划，并将危害降低到最小，文档经过下载可进行自定义修改，请根据实际需求进行调整与使用。鉴于内燃机在结构和工作原理上比较的复杂，而且激励源和零部件也非常的多，因此，当内燃机出现了故障的时候，一般症状都比较复杂，故障信号也比较难检测，在进行诊断的时候便非常的困难。本文主要是从振动的角度对内燃机的故障进行了分析，首先，分析了内燃机的振动结构和振动特性，然后从振动分析的角度，探讨了如何对内燃机发生的故障进行诊断的问题。内燃机在工业、农业等所需的机械设备中，属于比较重要的机械之一，尤其是在船舶、石油钻井、铁路、汽车以及农业等方面得到了广泛的应用。从某种意义上来说，内燃机运行状态的优劣，直接的关系着整个机组的运行状

态。所以，提高对内燃机运行状态的检测水平和故障诊断率，对于系统的安全、稳定运行来说，意义重大。下面就从振动分析的角度，对内燃机的结构和振动特性以及故障的诊断问题等进行分析。内燃机的振动结构和振动特性由于内燃机在运行的时候，在各种力的激励下，很容易产生振动的现象，再经过不同的传递路径传递到内燃机的表面。因此，当内燃机的零件产生变化的时候，内燃机的表面振动现象也会呈现出不同的振动特性。在此基础上，专家们研究出了在从内燃机的振动特性进行内燃机故障的诊断。内燃机属于热能动力机械范畴，在人们长期的实践和创新中，内燃机的主运动系统已经形成了由连杆、活塞和曲轴组成的结构可靠、生命力强的曲柄连杆结构为主的系统。再加上其他的辅助系统，便组成了内燃机的结构。按

车辆悬架振动分析

车辆悬架系统振动研究概述关键词：振动悬架摘要：本文简单介绍了车辆振动的相关知识，对其做了简明的分析，由于篇幅有限故只重点介绍了与车辆悬架相关的知识。根据不同结构悬架的特点，分别介绍与其相关的振动研究内容和成果。引言悬架系统是提高车辆平顺性(乘座舒适性)和安全性(操纵稳定性)、减少动载荷引起零部件损坏的关键,。自70年代以来,工业发达国家开始研究基于振动主动控制的主动/半主动悬架系统。引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性机、电、液动力系统,其研究进展和开发应用与机械动力学、流体传动与控制、测控技术、计算机技术、电子技术、材料科学等多个学科的发展紧密相关。为此，关于车辆悬架系统振动的研究比较困难，但是其又具有十分重要的实际意义。一、车辆悬架系统简介悬架系统的作用主要是连接车桥和车架,传递二者之间的作用力和力矩以及抑制并减少由于路面不平而引起的振动,保持车身和车轮之间正确的运动关系,保证汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。悬架系统一般由弹性元件、减振器和导向装置等组成。其中,弹性元件的作用是承受和传递垂直载荷,缓冲并抑制不平路面所引起的冲击。按弹性元件分类包括钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架以及气体弹簧悬架。钢板弹簧是1根由若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用,可以不装减振器而用于货车后悬架。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成,常用于各种独立悬架。其特点是没有减振和导向功能,只能承受垂直载荷。扭杆弹簧本身是1根由弹簧钢制成的杆,一端固定在车架上,另一端固定在悬架的摆臂上。气体弹簧是在1个密封的容器中冲入压缩气体,利用气体可压缩性实现弹簧的作用。气体弹簧具有理想的变刚度特性。气体弹簧有空气弹簧和油气弹簧2种。

传动轴结构分析与设计

传动轴结构分析与设计传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为 22 2 8 10 2.1 C c C k L d D n + ? = (4—13) 式中，n k为传动轴的临界转速(r／min)；L C为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的距离；d c和D c分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计传动轴时，取安全系数K=n k／n max=1.2～2.0，K=1．2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，n max为传动轴的最高转速(r／min)。由式(4—13)可知，在D c和L c相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。另外，当传动轴长度超过1．5m时，为了提高n k以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力τc应满足

汽车传动轴故障现象-原因分析及故障排除

汽车传动轴故障现象\原因分析及故障排除 [摘要]本文介绍了汽车传动轴的故障原因、分析和判断以及排除的方法。 [关键词]传动轴；中间支承；传动轴凸缘；万向节十字轴前言：新岭煤矿是露天煤矿，生产运输方式是采用汽车运输。全矿有运岩石车辆25台（北京中环：15台、豪威：10台），运煤车辆4台（豪沃）以及生产服务车辆22台，总计达47台车辆。减少车辆故障，使车辆在完好技术状态下运行，是确保新岭煤矿安全生产的关键。汽车传动轴的功能，是将不同心的部件连接起来并传递动力。一般说来，各部件的连接并不在一条直线上，而且在工作时，不断改变相互位置，传动轴是传递扭矩的，它同时解决了各连接部件不同心的问题以及它们之间距离不断变化的问题。当两个部件（发动机与变速器或变速器与后桥）发生相对位移时，它们仍然能够继续转动。传动轴的常见故障有：传动轴、万向节和花键松旷；传动轴不平衡以及万向节十字轴及轴承过早磨损等。 1、传动轴不平衡、发响 1.1故障现象车辆传动轴的不平衡，在行驶中会出现一种周期性的声响，车速度越高，响声越大，达到一定速度时，车门窗玻璃、方向盘均有强烈振响，手握方向盘有麻木的感觉。脱档行驶振动更强烈，降到中速，抖振消失，但响声仍然存在。 1.2故障原因：传动轴弯曲、凹陷，运转中失去平衡；传动轴安装不当，破坏了平衡条件，或原来安装的平衡块丢失；各连接或固定螺栓松动；曲轴飞轮组合件动不平衡超差；万向节十字轴回转中心与传动轴不同轴度超差；传动轴花键套磨损过量。 1.3故障的判断与排除传动轴不平衡，危及安全行车。如果出现传动轴不平衡的故障，可以采用下述方法判断：将车前轮用垫木塞紧，用千斤顶起一侧的中、后驱动桥；将发动机发动，挂上高速档，观察传动轴摆动情况。观察中注意转速下降大时，若摆振明显增大，说明传动轴弯曲或凸缘歪斜。传动轴弯曲都是轴管弯曲，大部分是由于汽车超载造成的。运岩石车辆由于经常超载运行，传动轴弯曲断裂的故障较多。更换传动轴部件，校直后，应进行平衡检查。不平衡量应符合标准要求。万向节叉及传动轴吊架的技术状况也应详细检查，如因安全不符合要求，十字轴及滚柱

传动轴共振的案例研究

一个关于传动轴共振的案例研究闵福江重庆长安汽车股份有限公司汽车工程研究院【摘要】NVH是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH问题的原理，以及解决这些NVH问题的一些方法。【主题词】传动系共振汽车轰鸣声 A Case Study on the Syntony of Drive shaft Min Fujiang Chongqing Changan Automobile Stock CO . LTD Automotive Engineering Institute 【Abstract】NVH is a application problem to be solved with certain theoretical basis and much practical experience .This paper describes the complete vehicle NVH problem principally caused by power system ,and introduce some ways how to solve this problem。【Key Words】Transmission system , Syntony , Vehicle , Booming Noise 1前言某新研发的车辆，在样车试制期间，发现当车辆在行驶过程中发动机转速达到3300转/分时，车内产生明显的轰鸣声（Booming Noise）,该车型如果投放市场，必然引起顾客抱怨，影响市场销售。经诊断分析确定为传动轴一阶弯曲共振导致，必须针对传动轴采取措施，解决轰鸣噪声。本文系统地阐述了该问题的分析和解决过程。 2传动轴共振引发的NVH问题汽车的动力系统时刻向传动轴施加各种激振，尤其以发动机的往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力冲击最为显著。传动轴的响应与传动轴的尺寸规格、材料特性和边界条件相关，而且在理论上是一个拥有无数模态的连续结构。由于传动轴最主要的激振力为发动机往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力，因此，传动轴的一阶弯曲模态更容易受到激发产生共振。在采用不等速万向节时，还应该考虑二阶激励。传动轴的振动通过外万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，车身覆盖件受激共振后又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频轰鸣声。同时内万向节及差速器齿轮啮合转动的不稳定性还会引起车辆产生波动式耦合噪音和刺耳的尖叫声音。 3 传动轴在设计中如何避免共振

汽车振动分析作业习题与参考答案(更新)

1、方波振动信号的谐波分析，00,02 (),2 T x t x t T x t T ? <

相位频谱图 1tan 0,1,3,5 n n n a n b φ -?? ===?????? ??? 2、求周期性矩形脉冲波的复数形式的傅立叶级数，绘频谱图。解：数学表达式：

计算三要素：傅立叶级数复数形式：频谱图 00 00,0sin ,0,n x t n T A x n t n n n T ππ?=??=? ?≠-∞<<∞?? ()???? ?????≤≤≤≤--≤≤-=2 202222000 00 T t t t t t x t t T t x 偶函数 T x t a 0002=2sin 2010t n n x a n ωπ?=0 =n b 2 sin 22010t n n x a ib a X n n n n ωπ?==-=()2sin 1101012/2/02/2/102/2 /02/2/010********t n n x t in e e T x t in e T x dt e x T dt e t x T X t in t in t t t in t in t t t in T T n ωπωωωωωωω?=--?=-?=??=??=-------? ?T t x t n n x X n 0 0010002sin lim =?=→ωπ()∑ ∑ ∞-∞=∞-∞===n t in n t in n e n t n x e X t x 112sin 0 10ωωωπ

关于汽车振动的分析

关于汽车的振动的分析汽车振动系统是由多个子系统组成的具有质量、弹簧和阻尼的复杂的振动系统。汽车振动源主要有：路面和非路面对悬架的作用、发动机运动件的不平衡旋转和往复运动、曲轴的变动气体负荷、气门组惯性力和弹性力、变速器啮合齿轮副的负荷作用、传动轴等速万向节的变动力矩等。在汽车工程中,多数振动是连续扰动力,而其他一些则是汽车承受的冲击力和短时间的瞬态振动力。振动又可分为周期性的和随机性的,发动机旋转质量的不平衡转动是周期振动的典型例子,而随机振动主要是由路面不平引起的。所有质量--弹性系统都有自己的固有频率,如果作用于系统的干扰频率接近振动系统的固有频率,就会发生共振现象。因此即使自身具有抗干扰能力的系统,装配到汽车上时仍有可能产生振动问题,这就要求在设计阶段准确建立系统模型及运动方程,分析自由振动特性和受迫振动响应,研究控制振动的方法。汽车振动按照频率范围可分为： 1、影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬架上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1-8Hz(最新的研究表明：当考虑人体不同方向的响应时可到16Hz)。对于乘员其评价指标一般是：针对载货汽车的疲劳降低工效界限和针对乘用汽车的疲劳降低舒适界限，或直接采用人体加权加速度均方根值进行评价；对于货物其评价指标是：车箱典型部位的均方根加速度。由于该指标于人体生理主观反映密切相关，因此试验和评价往往采用测试和主观评价相结

合。 2、车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：(1)激励源；主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；(2)车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。当前对于低频结构振动和噪声分析研究的方法有：计算预测分析，(1)基于有限元方法通过建立结构动力学模型取得结构固有振动模态参数对结构动力学特性进行评价，通过试验载荷分析得到振动激励并结合结构动力学模型计算振动响应；(2)基于有限元和边界元的系统声学特性计算和声响应计算。试验分析：(1)各种结构振动和声学系统的导纳测量和模态分析；(2)基于实际运行响应的工作振型分析；(3)基于机械和声学导纳测量的声学寄予率分析； 3、各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生，它不仅容易使驾驶者疲劳严重时可能使操纵失控。对于这些振动各企业都有相应得评价和限值规定。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动(即：方向盘及转向轮摆振)。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。 4、空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动

发动机激励的整车振动

发动机激励的整车振动 Motorerregte Fahrzeugschwingungen 车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机本身是激振振源．在发动机中，准确地说是在往复活塞式发动机中，由于反复做上下运动的活塞和燃烧过程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置(主要是橡胶元件)激发汽车底盘的振动。由此产生的振动和噪声将对车箱内乘员产生不利影响。下面首先介绍激振源和激励振动的成因，接着是激励振动的影响，最后讲述连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图1.1。作用在发动机上的主要激振力为Fz和围绕曲轴中心线的力矩Mx,有时也存在垂直方向的激振力矩My,但是激振力Fx和Fy以及激振力矩Mz根本不存在或很少发生。图1.多缸发动机的激振力和激振力矩如图所示，X轴与曲轴中心线相同，对于发动机纵向布置在整车上的车辆来说，该轴与车辆的纵轴方向一致。对大多数的前轮驱动车辆来说，X轴相当于车辆的横轴。对发动机来说，Z轴方向与直列发动机的汽缸中心线相一致，与V型发动机汽缸中心线角分线相一致。当发动机斜置时，发动机的Z轴与车辆的Z轴不一致．

-----------------------------------------------(1.3) 发动机激励可分为惯性和燃烧激励。下面先介绍单缸机，然后介绍多缸机．１ .单缸发动机激励 1.1.曲柄机构运动见图１ .2a ，对于曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度l 和曲柄半径r(冲程 s=2r)建立曲轴转角 α和活塞行程Ｓk 的运动关系式: 角 α和 β 之间的关系可由距离BD=lsin β=rsin α,再将下式代入其中： λp=r/l 这样可以得到：代入连杆比λp ＝r/l,展开平方根后可得：忽略4阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述：假如曲轴角速度ω为常数，曲轴转角α将与时间成正比，则有：对式(1.2)求导，可得到活塞速度方程式： -----------------------------------------------(1.2)

传动轴振动分析

毕业设计（论文）题目：传动轴振动分析院别：汽车与交通学院专业班级：交通运输学生姓名：XXX 学号：XXXXXXXXX 指导老师：XXX 2010年5月21日

摘要传动轴作为汽车传动系统的主要部件在汽车行驶过程中起着传递运动及扭矩的作用。由于传动轴在使用过程中的特点是转速高，并且其结构较为复杂，所以不可避免的存在振动现象。传动轴的振动存在许多危害，首先会产生噪音，作为汽车部件这会大大地影响汽车舒适性；还会降低传动效率，产生配合松动，乃至于使元件断裂，从而导致事故的发生。本文的中心内容是利用Solidworks软件来研究传动轴的振动问题，也就是针对某种车型的传动轴这一特定的旋转体，先使用大型CAD软件Solidworks 进行实体建模，利用其自有的计算模块分别计算各个不同部件的质量，然后利用Solidworks 中的Simulation 插件进行有限元分析，建立相应的CAE模型，进行网格化，分成一定数量的单元，再通过计算机的分析计算，经过有限元算法的处理，得出相应的数据结果，最后算出临界速度和固有频率。通过阅读了大量的国内外相关的技术研究文献，对当前本课题研究的最新状况进行比较全面的、深入的研究。总结各类结构有限元分析的优点，找出存在的问题，立足于工作中的实际存在的问题和实用性，对其进行分析和研究。关键词：传动轴；有限元分析；模态分析；临界转速；固有频率

ABSTRACT As the car transmission shaft of the main parts in the process of vehicle movement and torque transmission. Due to the characteristics of transmission is in use process, and its structure of high speed is more complicated, so there are inevitably vibration phenomenon. There are many hazards shaft vibration and noise, first as automobile parts will greatly affect auto comfort, Still can reduce transmission efficiency and cooperate with loose, and even make component fault, causing accidents. This center is to study using Solidworks software shaft vibration problem, also is this particular tothe shaft, large CAD software used for modeling, Solidworks its own calculation module of different components are calculated respectively, and the quality of the Simulation using Solidworks plugin fe analysis, establish corresponding CAE model, the grid, into a certain number of units, through the analysis and calculation of computer, through the finite element algorithm, corresponding data, and finally calculate critical speed and the inherent frequency. Through reading a lot of domestic and foreign relevant technical research literature on this subject, the current situation of the latest research on comprehensive and thorough research. Summarizes the advantages of finite element analysis, find out the existing problems in actual work, based on the existing problems and practical, carries on the analysis and research. KEY WORDS:shaft, Finite element analysis, Modal analysis, The critical speed, Inherent frequency

传动轴发展剖析

传动轴发展一背景汽车是最普通的代步、运输工具，许多国家均将汽车工业作为其重要的支柱产业。面对资源和环境的严峻挑战，推进汽车轻量化以降低油耗，一直是汽车工业发展的主题。复合材料因具有加工能耗低, 轻质高强, 可设计性强, 耐锈蚀, 成型工艺性好等优点, 成为汽车工业以塑代钢的理想材料。汽车用材料在经历了通用塑料、工程塑料时代之后, 20世纪九十年代进人复合材料时期。通用汽车公司1953年生产的世界上第一辆复合材料汽车车身汽车Chevrolet Corvette，敲开了复合材料在汽车领域的应用，自推出此款车型以来通用汽车公司目前已销售130余万辆，此款车型采用的是玻璃纤维增强树脂复合材料。汽车复合材料的应用主要经历了两个时期：在20世纪70年代开始，由于SMC材料的成功开发和机械化模压技术以及模内涂层技术的应用，促使玻璃钢/复合材料在汽车应用的年增长速度达到25％，形成汽车玻璃钢制品发展的第一个快速发展时期；到20年代90年代初，随着环保和轻量化、节能等呼声越来越高，以GMT（玻璃纤维毡增强热塑性复合材料）、LFT（长纤维增强热塑性复合材料）为代表的复合材料得到了迅猛发展，主要用于汽车结构部件的制造，年增长速度达到10～15％，掀起第二个快速发展时期。作为新材料前沿的复合材料逐步替代汽车零部件中的金属产品和其它传统材料，并取得更加经济和安全的效果。据统计，汽车用复合材料已占全球复合材料总量的23%以上，并且成逐步上升的趋势。美国、日本、欧洲的德国，意大利等发达国家是车用复合材料的主要国家，全球汽车用增强塑料制品的市场规模为每年454万吨，其中美国达到172 万吨，欧洲达到136万吨。目前，德国每辆汽车平均使用的纤维增强塑料制品近300kg，占汽车总消费材料的22%左右，日本每辆汽车平均使用的纤维增强塑料制品达100kg，约占汽车材料消费总量的7.5%。其汽车用复合材料部件制造的整体技术水平高，大量采用SMC/BMC材料，采用流水线作业方式，机械化、自动化程度高，产品质量好，经济效益高。涉及到轿车、客车、火车、拖拉机、摩托车以及运动车、农用车等所有车种，个别车型的单车平均用量已超过200kg。采用复合材料制造的汽车零部件种类繁多，主要包括以下几类[图1.]：

汽车发动机停车振动现象分析与解决方案

万方数据

第５期王葵：汽车发动机停车振动现象分析与解决方案 ▲图４未采取抑振措施 ▲图５采取抑振措施 ▲图６加速度传感器安装图加装抑振装置前后振动特性数据表怠速时振动停车中振动振幅放停车发动机状态加速度均值加速度最大值大倍率时间／ｓ未采取抑振措施９．０４Ｇ５３．８Ｇ５．９５７采取抑振措施８．９６Ｇ９．０４Ｇ１．０ｌ３４。２试验结论加装抑振电磁阀前，操纵杆在汽车发动机停车过程中出现剧烈抖动，如图７所示。最大振动加速度是怠速状态时的５—６倍，停车时间为７ｓ。加装抑振电磁阀后，振动现象得到极大的改善，未见振动加速度明显放大现象，如图８所示。振动加速度放大倍率下降到１左右，停车时间缩短为３ｓ左右，基本上消除了共振现象。５抑振装置的主要创新点及小结本抑振装置没有采用传统的橡胶或液压悬置隔振减振 ▲图７操纵杆抑振前振动特性 ▲图８操纵杆抑振后振动特性法，而是针对发动机停车时共振的特点，采用短时关闭进气道，从耗减回转惯性能量这一根本出发，缩短发动机停车的时间，从而达到抑制振动的效果。抑振装置中的电磁阀克服了普通大ｌＺｌ径气阀关闭效率高，但动作时间长的缺陷，其合理的阀体结构，配以合理的驱动和控制方式，有效地解决了发动机停车时剧烈振动的问题。本抑振装置为一个全新试制开发的产品，在目前周内所有的柴油型汽车上均没有出现过，该抑振装置的正规铸铝模具产品在国内某型号柴油ＳＵＶ上首次实际装车后，能够十分有效地抑制发动机的停车振动现象，且对发动机的动力性能没有任何不良影响，极大地提高了驾驶的舒适性，达到了良好的效果。参考文献［１］董铁有．汽车构造（发动机）［Ｍ］．北京：人民交通出版社．２００５．［２］谢里云．汽车发动机燃油系统结构与维修［Ｍ］．广州：广东科技出版社。１９９４．［３］张志沛．汽车发动机原理［Ｍ］．北京：人民交通出版社，２００３．［４］（日）高野二郎．降低柴油机起动及停车时振动的研究［Ｊ］．国外内燃机，２００６．３：４５～５０．［５］王葵。李照霞，陈国平．一款实用的电磁气阀［Ｊ］．机械工程师，２００６．１２：１１０一１１１．［６］熊伟．发动机悬置隔振性能及优化研究［Ｄ］．重庆：重庆大学，２００３．作者简介：王葵（１９６８一），男，安徽桐城人．实验师；从事机械设计和制造方面的教学和实验工作，发表论文近１０篇。获得国家实用新型专利１项。　万方数据

汽车振动练习题2013

判断题 1、系统作与激振力同频率的简谐振动，振幅决定于激振力的幅值、频率以及系统本身的物理特性。A.对 2、当初始条件为零，即==0时，系统不会有自由振动项。 A.错 3、隔振系统的阻尼愈大，则隔振效果愈好。 A.对 4、任何系统只有当所有自由度上的位移均为零时，系统的势能才可能为零。B.错 5、对于多自由度无阻尼线性系统，其任何可能的自由振动都可以被描述为模态运动的线性组合。对 6、一个周期激振力作用到单自由度线性系统上，系统响应的波形与激振力的波形相同，只是两波形间有一定的相位差。错 7、单自由度线性无阻尼系统的自由振动频率由系统的参数确定，与初始条件无关。对 8、多自由度振动系统的运动微分方程组中，各运动方程间的耦合，并不是振动系统的固有性质，而只是广义坐标选用的结果。对 9、无阻尼振动的固有频率只与质量和刚度有关，是系统的固有特性，与外界初始激励（初始条件）无关。对 10、对数衰减系数可以用来求阻尼比。（） A.对 11、单自由度系统在简谐激励力作用下，系统将产生一个与激励力相同频率的简谐振动，但滞后一个相角。 A.对 12、线性系统内各个激励产生的响应是互不影响的。A.对 13、两个同频率的简谐振动在同方向的合成运动是该频率的简谐振动。 A.对 14、简谐振动的加速度，其大小与位移呈正比，而方向与位移相反，始终指向平衡位置。 A.对 15、所有表示周期振动的周期函数都可以展开成Fourier级数的形式。B.错 16、广义坐标必须能完整地描述系统的运动。 A.对 17、在欠阻尼和过阻尼的情况下，运动都将衰减为零。（）对 18、对于无阻尼系统，速度超前位移90度。（） A.对 19、瑞利法的基础是能量守恒定律。（）A.对 20、有阻尼系统自由振动的频率有可能是零。（）A.对 21、有阻尼系统自由振动的频率有时大于无阻尼系统的固定频率。（） A.对 22、能量守恒定律可用于推导有阻尼系统和无阻尼系统的运动微分方程。（） A.对 23、当质量块在垂直方向振动时，推导运动微分微分方程时都可以不计重力。（） A.对 24、对于单自由度系统而言，无论质量是在水平面还是在斜面上运动，运动微分方程都是相同的。A.对 25、在空气中振动的系统可以看作是一个阻尼系统。（） A.对 26无阻尼系统的振幅不随时间变化。（） A.对 27、离散系统和集中参数系统是相同的。（） A.对 28、广义坐标不一定是笛卡尔坐标。（） A.对 29、几个不同位置质量的等效质量可以用动能等效得到。（） A.对 30、简谐运动是周期运动。（） A.对