1、第七章 动力传动系统的振动分析第一节扭振系统的激振源第二节扭振系统模型与分析第三节动力传动系统的减振措施由离合器、变速器、万向节、传动轴、主减速器、差速器、驱动半轴和轮毂等组成的车辆动力传动系统,在激励作用下通常会产生弯曲振动和扭转振动。本章中,首先分析扭振系统的激振源,然后建立动力传动系统的扭振模型,对系统的固有频率和振型进行分析,确定系统的共振转速,讨论在稳定工况下传动系统由发动机激振转矩引起的载荷变化特征,最后介绍几种已在实车中应用的传动系统减振措施。引言第一节扭振系统的激振源简化的动力传动系统的扭振系统由旋转质量、弹簧及减振元件组成,如图7-1所示。图7-1简化的扭振系统示意图传动系统
2、的激振源主要包括:发动机、变速器、万向节和其他因素。1.发动机内燃式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。周期性作用于曲轴颈的切向力(包括单缸发动机膨胀气体作用力)和惯性力,使曲轴转速发生周期性改变,不断变化的角速度使各质量产生周期性的扭振。此外,活塞的惯性力矩也不断发生变化,活塞的直线往复运动和连杆摆动也引起惯性力矩的周期性振动。第一节扭振系统的激振源设发动机曲轴角速度为,则单个气缸对曲轴产生的转矩T可表示为其平均转矩T0的傅里叶级数形式:0()jjjTTT sin j t式中,t为时间;j为阶数,对二冲程发动机,j=1、2、3、;对四冲程发动机,j=0.5、1、1.
3、5、2、2.5、3、;Tj为第j阶简谐分量的幅值;j为第j阶简谐分量初相位。(7-1)第一节扭振系统的激振源由单缸激振转矩式,可推导出多缸发动机对传动系统的激振转矩,它等于各缸的激振转矩之和发动机各阶旋转矢量图2.变速器变速器的振动特性受系统质量、刚度、阻尼和齿刚度变化的影响。变速器本身的激励源主要由齿轮啮合过程中的载荷波动引起。3.万向节万向节的转动也可引起系统扭转振动。万向节系统引起的振动激励可由图7-3所示的传递特性来说明。在存在轴向角的情况下,万向节不能均匀地传递输入和输出,即使输入的角速度1恒定,输出角速度2也将产生周期性波动,由此产生的参数化激励振动将可能导致系统共振。图7-3万向
4、节的传递特性第一节扭振系统的激振源第一节扭振系统的激振源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振动。第二节扭振系统模型与分析一、扭振力学模型传动系统的首端与发动机相连,末端通过弹性轮胎与车辆平动质量相连,组成了一个多质量的弹性扭转振动系统。在计算系统的固有频率和振型时,忽略系统的阻尼,将传动系统看成是多个刚度圆盘弹性连接的无阻尼振动系统。以某六缸发动机货车第四档动力传动系统为例,其扭振系统力学模型如图7-4所示图7-4某货车动力传动系统的扭振力学模型系统的参数不但与其车辆结构参数有关,
5、还与工作档位有关。下面说明在考虑系统的传动比情况下,如何将实际的扭振系统动力学参数换算成当量参数。第二节扭振系统模型与分析一、扭振力学模型1.当量转动惯量的计算当量转动惯量J是指传动系统中与曲轴不同速旋转零部件的转动惯量换算成与曲轴同速旋转条件下的转动惯量。例如当车轮滚动半径为rd时,车辆平动质量mt的当量转动惯量记为J14,即:22 2140/()t dgJm ri i2.当量扭转刚度的计算在图7-4所示的力学模型中,设两圆盘间弹性轴的当量扭转刚度为K,则可根据传动系统中实际部分的扭转刚度K按弹性变形能相等的原则计算。例如,设半轴轴段的实际扭转刚度为K12,轮胎实际扭转刚度为K13,则其相应
6、的当量扭转刚度分别为:2 2121202 213130/()/()ggKKi iKKi i(7-2)(7-3)(7-4)表7-1某车第四档下的扭振系统参数值转动惯量零部件名称kgm2J1第一曲柄连杆机构1.98610-3J2第二曲柄连杆机构1.91010-3J3第三曲柄连杆机构1.93110-3J4第四曲柄连杆机构1.93110-3J5第五曲柄连杆机构1.91010-3J6第六曲柄连杆机构1.92410-3J7第六主轴颈中点与飞轮之间的轴段、飞轮及离合器总成7.842610-2J8变速器第一轴、中间轴组件、倒档齿轮、第二轴上的三档常啮齿轮和超速齿轮与衬套2.25810-3J9变速器第二轴总成、
7、中央制动器总成、中间传动轴一半2.61410-2J10中间传动轴一半、后传动轴一半2.9110-3J11后传动轴一半、主传动齿轮2.5110-3J12两个半轴一半、差速器、二级减速器1.7710-3J13两个半轴一半、四个驱动轮7.83610-2J14汽车平动质量之当量转动惯量3.238扭转刚度轴段Nm/radK1发动机第一、第二连杆轴颈间轴段7.95104K2发动机第二、第三连杆轴颈间轴段7.95104K3发动机第三、第四连杆轴颈间轴段6.95104K4发动机第四、第五连杆轴颈间轴段7.95104K5发动机第五、第六连杆轴颈间轴段7.95104K6发动机第六连杆轴颈中点与飞轮间轴段6.901
8、04K7变速器第一轴8.93103K8变速器第一轴及中间轴1.41104K9中间传动轴1.02104K10后传动轴4.4103K11主传动器主动锥齿轮1.38104K12两个半轴1.616102四个驱动车轮2.51102第二节扭振系统模型与分析二、扭振系统动力学方程根据所建立的系统扭振模型,可写出系统动力学方程如下:11112e122112223e266556667e6776677781414131314()()()()()()()0()0JKMJKKMJKKMJKKJK式中,114分别为相应圆盘的扭转角位移;Me1Me6分别为发动机16缸的输出转矩。可将(7-5)表示的系统微分方程组改写成矩
9、阵形式的动力学方程通式,即:(7-5)第二节扭振系统模型与分析二、扭振系统动力学方程式中,转动惯量阵J=;阻尼阵C=0;刚度阵K=角位移矢量=1214T;JCKN114JJ11112211111212121213131313KKKKKKKKKKKKKKKK(7-6)第二节扭振系统模型与分析二、扭振系统动力学方程若以发动机激励为系统输入阵,则:N=Me1Me2Me3Me4Me5Me600T 在不考虑外部激励情况下,根据矩阵方程式(7-6),系统无阻尼自由振动可写成如下齐次方程:假定系统为线性系统,各圆盘做同频率、同相位?,仅振幅m不同的简谐运动,则微分方程组式(7-7)有如下形式的解:=msin
10、(t+?)(7-8)式中,m=m1m2m14T。将式(7-8)代入式(7-7),可得:(K-2J)m=0 (7-9)根据线性代数可知,只有当矩阵(K-2J)的行列式为零时,方程式(7-9)才有非零解,系统的特征方程即为:|K-2J|=0 (7-10)三、固有频率与振型分析0JK(7-7)第二节扭振系统模型与分析三、固有频率与振型分析 根据式(7-10)求得的特征值就是扭振系统的固有圆频率,其对应的特征矢量就是该固有频率所对应的振型。此外,可根据求得的振型画出振型图,并将振型图中振幅为零的质点称为节点。根据表7-1中的参数计算得出的六节点以下的固有频率及其振型见表7-2,所对应的振型图如图7-5
11、所示。由于节点处的振幅最小,而扭转切应力最大,所以节点处是危险截面。该货车第四档下的动力传动系节点位置见表7-3。fti/Hz节点数振型单节点5.3双节点21.6三节点73.9四节点147.7五节点252.911.00001.00001.00001.00001.000021.00000.99950.99460.97850.936930.99990.99860.98410.93670.817040.99980.99710.96610.86660.622550.99970.99530.94530.78710.414260.99960.99310.91970.69140.180970.99940.9
12、9000.88460.5645-0.100780.98820.8067-1.0624-4.6841-0.042690.98100.6882-2.2587-7.36240.0114100.96820.4921-2.66395.17970.0121110.93790.0314-3.223231.3052-0.0065120.9281-0.1155-3.275034.7329-0.0095130.0751-12.64380.0342-0.08500.000014-0.04030.2719-0.00010.0000-0.0000表7-2第四档下扭振系统的固有频率(fti=i/2)和振型第二节扭振系统模
13、型与分析图7-5第四档对应各固有频率fti的低阶振型图a)对应ft1的单节点振型 b)对应ft2的双节点振型c)对应ft3的三节点振型d)对应ft4的四节点振型e)对应ft5的五节点振型第二节扭振系统模型与分析表7-3第四档下动力传动系的节点位置振型单节点双节点三节点四节点五节点六节点节点位置(即危险截面)K13K11、K13K7、K12、K13K7、K9、K12、K13K6、K8、K10、K12、K13K4、K7、K9、K10、K12、K13 当低频振动时,传动系统各质量之间的相对振幅值相差较大,而发动机各质量之间的相对振幅近似相等。由表7-3可见,单节点、双节点及三节点扭转振动的节点均位于
14、传动系统上,因而这种低频振动对曲轴系统危害较小。为改善车辆传动系统低频扭振特性,应从传动系统部件的扭振结构参数设计考虑,尽可能减少底盘传动系统的扭振幅值及扭转切应力值。四节点、五节点和六节点等高频振动时,发动机各部分之间的相对振幅值相差较大。此时,传动系统各质量(离合器除外)的动力学参数影响很小,而发动机系统的动力学参数对高频振动特性影响显著。因此通常可采用改善发动机曲轴扭振减振器性能和曲轴扭振系统部件结构参数以减少发动机高频振动的影响。第二节扭振系统模型与分析第二节扭振系统模型与分析 此外,根据系统动力学方程还可进行系统频率响应分析。如本例计算出第四档的汽车平动质量当量角加速度的频率响应特性
15、如图7-6所示。图7-6第四档汽车平动质量当量角加速度的频率响应特性 由图7-6可清楚地看出,在与表7-2相对应的固有频率fti处出现了明显的共振峰。因而应设法增加各阶可能产生共振的扭振模态的阻尼,以有效降低共振振幅,例如采用离合器从动盘扭振减振器,可为传动系统提供附加的扭振阻尼。此外,用于曲轴和传动轴的阻尼式扭振减振器也可增加特定阶扭振模态的阻尼,以减小该阶的共振响应幅值。第二节扭振系统模型与分析四、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。因而,引起共振的发动机临界转速ne,c为:ne,c=(7-11)式中,ft为动力传动系统固有频率;j为发动机转矩
16、主谐量的阶数。在所有的发动机临界转速中,由于高阶谐量的幅值较小,引起的共振相对较弱,因而只有其中少数几个具有实际意义。对多节点振型,由于固有频率高,引起共振的激振扭矩阶数也高,因而其共振危害较小。对汽车传动系统的扭振计算和试验表明,对四冲程发动机而言,六缸机的3阶主谐量和四缸机的2阶主谐量激起的传动系统三节点振型(与传动系统第三固有频率相对应)振动通常最为重要,此时的共振载荷可达最大值,且共振状态下的振型近似于自由振动的振型。由图7-5所示的振型可知,系统各轴段的共振转矩载荷是不同的,振型线越陡的轴段,所承受的共振载荷越大。在三节点振型中,一般在相当于发动机飞轮与变速器之间的轴段的振型线最陡,
17、表示共振载荷最大。t30fj第三节动力传动系统的减振措施动力传动系统的减振措施 为了减少传动系统扭转振动、降低共振载荷和噪声,可采用各种减振措施来改善系统结构参数(包括转动惯量、扭转刚度、扭振阻尼等),尽可能将共振工况移出常用的车速区,使其危害性显著减少。传动系统的减振措施主要有以下两类:(1)调整传动系统本身的固有频率使其临界转速增加或降低到发动机工作转速之外。由于固有频率主要取决于转动惯量和扭转刚度,因此可通过改变传动系统中任一部件的转动惯量和扭转刚度来调整其固有频率。由于轴段扭转刚度与轴径的四次方成反比,故改变轴径的效果明显。实际中常用的调频方法是:改变远离节点处(如飞轮)的转动惯量;改
18、变传动系统某些轴段的扭转刚度,如采用扭转刚度较小的弹性联轴器,可显著降低传动系统的单节点固有频率。(2)提高系统阻尼以衰减传动系统振动液力耦合器或液力变矩器具有良好的阻尼特性,可有效消除传动系统扭振。而对于传统的机械式离合器来说,则需要其他辅助装置来增加阻尼。第三节动力传动系统的减振措施动力传动系统的减振措施 实际中通常采用的动力传动系统减振装置不尽相同,这里就两种典型的例子进行介绍。1)扭转减振器。通常在离合器中安装扭转减振器,降低离合器与变速器之间的扭转刚度,并提高系统阻尼,其结构如图7-7所示。扭转减振器中同时具有弹簧和阻尼的作用,在其压盘弹簧刚度变化的同时,还产生摩擦阻尼。图7-7a所
19、示为单级扭转减振器。为了保证均匀地衰减不同频率的振幅,使系统在不同情况下都能提供满意的阻尼特性,在扭转减振器中可设置不同组刚度的弹簧,在发动机怠速工况下起作用,以消除变速器怠速噪声。目前在柴油机车辆中,广泛采用具有怠速级为两级或三级的非线性扭转减振器,如图7-7b所示。通过改变传动系统的固有频率,尽可能将较为严重的共振移出发动机常用的转速范围。同时,合理设计减振器中阻尼元件中的摩擦力矩,以有效地消耗振动能量。图7-7具有扭转减振器的离合器a)单级扭转减振器b)非线性扭转减振器 摩擦式离合器能限制可传递的最大转矩,因而可采用滑动率控制的摩擦扭转减振器来衰减扭振,其结构及控制原理如图7-8所示。其
20、中,传统的干式摩擦离合器由微处理器(即图中所示的滑动率控制模块)控制的机械调整机构来操纵。其中传感器检测发动机输出转速和变速器输入转速,微处理器通过这些输入信号确定调整量的大小。微处理器根据控制信号改变扭转减振器的压力,使其保持在适当的滑动率下工作。当超过承载范围而发生强烈扭振时,预设的控制律即可实现当前工况下最佳的阻尼值。第三节动力传动系统的减振措施动力传动系统的减振措施图7-9扭转减振器滑动率和转速控制过程图7-9中给出了某发动机临界转速为1850r/min时,发动机的输出转速、传动系统的输入转速和滑动率与时间的函数关系。由传动系统输入轴(即滑动式摩擦离合器输出轴)曲线可清晰地看到,高频振
21、动得到了有效衰减。2)双质量飞轮。对振动衰减要求高的场合还可采用双质量飞轮,其结构和工作原理如图7-10所示。双质量飞轮通过附加质量的弹性连接,实现了对振动信号的大幅度衰减,其优点表现为:第三节动力传动系统的减振措施动力传动系统的减振措施图7-10双质量飞轮的结构和工作原理a)双质量飞轮的结构b)双质量飞轮工作原理 降低了发动机-变速器振动系统的固有频率,可避免柴油机怠速时发生共振。可加大减振弹簧的布置半径,降低减振弹簧刚度,并容许增大转角。由于其较好的减振效果,变速器中可采用黏度较低的齿轮油因而不会产生齿轮冲击噪声,并可改善低温工况下的换档性能。而且,由于从动盘中无减振器,因而减少了从动盘的转动惯量,有利于换档平稳。与采用附加扭转减振器的结构相比,采用双质量飞轮减振成本较高,并且传统结构的改变引起了维修不便,也使成本增加。此外,由于双质量飞轮的结构空间布置困难,因而限制了其在前轮驱动车辆中的广泛应用。第三节动力传动系统的减振措施动力传动系统的减振措施本章完本章完 谢谢谢谢！
