1、6.1 轴与轴系扭转振动2J2J 1J3J 1k2k 1122221233212eeeJJJJJiJJi22222112zzi1.等效转动惯量将传动系统的各转动惯量向转化中心等效，不考虑轮齿啮合刚度。为一对啮合齿轮的转到惯量为转动元件为两段轴的扭转刚度等效原则：动能不变选定等效中心：轴的轴线其中（6-1）2等效刚度 lGIkkpteneeeekkkk11112121222ikke各弹性构件的刚度也要向转化中心转化刚度等效原则：保证系统总势能不变（1）对于受扭的等截面圆断面轴（2）对于阶梯轴，其等效刚度与各轴段刚度存在下列关系（3）对于串联齿轮系统，若以轴的轴线为转化中心线，则对于一般的齿轮传动
2、系统11222212333221213;eeeJJJJJiJJJii112221233213eeekkkkikki例（P131）：对于图所示的起重机提升传动系统，向轴中心线转化而成为多自由度扭振系统。112233212442125521326213eeeeeeJJJJJJiJJiJJimRJi解为选定等效轴：轴1212343421225656213,eeekkkkik Rki注意：起吊重物为移动构件，向轴等效为J6e；钢丝绳为拉伸弹性构件，等效为转动弹性轴，等效刚度为K56e2112i3113i例（P104）：铣床主传动系统动力学模型注意：等效转动惯量的单位2kgm1)/(mN轴段数字为柔度系
3、数，为刚度系数的倒数，单位为6.2 凸轮机构动力学一、不包含凸轮轴扭转振动的动力学模型P（112）图(a)表示一个内燃机配气凸轮机构。凸轮轴具有较大的刚度。建立动力学模型时，不包含凸轮轴扭转振动。不仅减少自由度数目，且摆脱了质量矩阵M、刚度 K 随凸轮转角变化，避开变系数微分方程组。2m2Am2Bm222mmmBA31323322,BCJJmmab3132,JJ2OSCmmm31444mSm按质心不变原则集中于A、B两端，分别为和（2）转臂BC的摆角不大，近似认为B、C两点作小幅度直线运动。按转动惯量不变的原则，用集中于B、C两点的集中质量代替转臂左右两部分的转动惯量（6-25）、为转臂左右两
4、部分对（3）忽略阀的弹性，将其质量集中于C点，则根据振动理论，弹簧质量可取其三分之一集中在其端部为阀的质量，将构件的质量作集中化简化：（1）推杆质量（6-24）的转动惯量。（6-26）为弹簧质量43332221CCBBAmmmmmmmm1k2k3k4ks则图(b)所示的动力学模型质量参数（6-27）为凸轮与推杆接触表面的接触刚度为推杆AB的拉伸刚度为转臂BC的弯曲刚度为弹簧刚度则图(b)所示的动力学模型刚度参数为凸轮作用于从动杆的理论位移1122332112233442112233,(),(),(),bss yy yyyyabkk kk kk kkabmm mm mmaFKYYM 23yYyy
5、100k sF 以推杆为等效构件，再作一次坐标变换，图(c)位移、质量、刚度等效到推杆轴线上，等效时保持动能、势能不变（6-28）这是关于支承位移激励的问题（参见第1.9节）根据第2章的方法，不难写出这3自由度系统的动力学方程（6-29）二、包含凸轮轴扭转振动的动力学模型P（112）chyx,凸轮轴受到较大的径向力，轴的弯曲变形对从动件运动有影响扭转振动+横向振动从动件顶点A的位移影响因素：凸轮轮廓曲线凸轮轴的扭转变形轴心横向位移)(0hAAyx,yxO)(htanxtanxBA曲线1凸轮的理论轮廓曲线当凸轮转过角后，理论轮廓曲线将位于位置2若不考虑凸轮轴的横向变形 x,y：从动件点A 的位移
6、应为若凸轮轴心O有横向变形 x,y：与凸轮轮廓曲线有关 为分析方便，把凸轮看成不动，而把从动件运动线和坐标轴向反方向移动距离则坐标系为（虚线）这时从动件上点A将位于点B，凸轮从动件实际上升距离为tan)(xyhhc其中为凸轮转过 角，由轮廓曲线决定的位移y 为凸轮轴心垂直方向的变形为凸轮轴心 x 向变形引起的垂直方向变形为凸轮点A的压力角（微量），且AB方向和A点的切线方向近似（6-30）)(2G22)(yGhc2y通常凸轮轴在 x 方向受力较小，压力角也不大，则回到凸轮机构图（b）为凸轮及凸轮轴为刚性时，从动件端点的位移和转角 传递函数关系（6-31）为凸轮轴在凸轮处的垂直方向变形K2从动件
7、简化为一具有弹簧常数的压缩弹簧刚度另外m推杆及从动件的等效质量K3从动件上的压力弹簧刚度T1作用在主动轮上的力矩为F1作用在从动件上的力建立运动微分方程（P115）1q11q2q122q3q3qyhyh1y2y112211222122()()cqqq qhGyGq qy 五个广义坐标为主动轮1的转角为凸动轴的相对转角为从动杆的变形量为杆上端位移为杆下端位移为主动轮1处的垂直方向变形为凸动盘2处的垂直方向变形即（6-32）)()(3222221121232221211111qKymymyqKymymy ij32222222211213212122121111qKyymymqKyymym 根据“柔
8、度影响系数法”（P27），列出凸轮轴的横向振动微分方程1 凸轮轴的横向振动微分方程为柔度影响系数，即在 j点处施加单位力时，在 i 点处产生的位移 可写成（6-34）1q2q3q),2,1(,)(kjFqUqEqEdtdjjjjNjijjzijjyijjxjqzFqyFqxFF1)(2.从动杆直线振动微分方程该系统为三自由度振动系统，广义坐标为采用拉格朗日法建立系统微分方程（P25）动能2223222122112222211)(21)(2121212121yGqmqqJqJymJJE)(21222qqGGdtdddGdtdGGFqyFqTFGFqGFqyFqTFGTqGFTqGFTqyFqTF
9、3311322222112112211111111势能23232221212121yKqKqKU广义力222122332213222223222131132221112211111)()()11(yqJKGmyKmFGKqJKGqmKJGKmKKqqGqJTqJGKqJJKqqJKJTq 代入拉格朗日方程后，有（6-38）1122122112212122122112113221322222322213113222111221111123212212211221112121221221112121221)()()()()11()()(ymymmKqJKGqmKJGKmKKqqGqJTqJGKqJ
10、JKqqJKJTqmqKmyyymyyy 3.两组微分方程联合（P116）可以采用龙格库塔(RK)法求解（参见第3.5节,P61）（6-39）6.3 齿轮传动系统动力学齿轮传动的动态特性是指齿轮系统的动载、振动和噪声的机理、计算和控制。齿轮传动的动态特性研究已成为当前齿轮研究的主要课题。齿轮传动的动载荷是齿轮强度计算的重要依据。动载荷是根据齿轮的圆周速度与精度等级查表格或图线得到动载荷系数，再乘以额定载荷得到的。传统方法传统方法的不足：传统方法显得十分粗略。动载荷一般不与额定载荷成正比，而是取决于齿轮本身的转动惯量、齿轮的弹性和由齿面误差引起的冲击，亦即取决于齿轮系统的动力学模型。补充：双质量
11、单自由度系统等效为单质量弹簧系统（P117、122、133、134）21212enekkkJJJ2121kkkkke图示双质量单自由度系统。当系统振动时，的扭转角位移始终是相反的。因此，总存在一个静止截面位置，称为节点。可以认为该系统被划分为两个单自由度系统，以节点为分界面。两个单自由度系统的固有频率必须相等，且等于等效单自由度系统固有频率：12,J J21112enekkkJJJ1221kkll12lll1212eJ JmJJ易求出：另：一、轮齿啮合的直线振动1J2J1br2br21NN12图(a)表示一对啮合的轮齿 为两齿轮的转动惯量为两轮齿的基圆半径为啮合线为两齿轮的角速度B 为啮合点1
12、.轮齿啮合的直线振动等效质量 2211111222222211()2211()22ebebJmrJmr设：轮齿为等截面梁，则11212222ebebJmrJmr32222311113,3lIEklIEk轮齿啮合点沿啮合线移动，齿面间的啮合力亦沿该线传递，因此，讨论啮合振动时，可将两齿轮系统向轮齿啮合线上转化，成为双质量弹簧系统双质量弹簧系统等效模型图(b)轮齿等效弯曲刚度：可采用有限元法作计算，或实验测试。工程上常将轮齿简化为梯形齿，甚至等截面梁。1E2E1I2I123111sbI 123222sbI1b2b1s2s1l2l2121kkkkke为两轮齿材料的弹性模量为两轮齿的抗弯截面模量为两齿
13、轮齿宽为两齿轮齿厚为两轮齿悬臂长度串联弹簧，轮齿等效刚度：（6-42）实际啮合过程中，由于重合度的影响，啮合刚度呈周期性变化。即使没有外界激励，这种刚度的周期性变化，也会激发系统的振动。讨论讨论为了简化计算，取重合度为1，从而将视为常数。双质量单自由度系统等效为单质量弹簧系统图(c)1em2emek2121eeeeemmmmmeenmk/均为常量等效质量等效刚度2121kkkkke固有频率（6-43）nFe21e2211kkFxkxmnee 外界激励（1）法向载荷（2）齿面误差（又称齿面啮合误差）12由于负载变化频率常比轮齿固有频率低得多，所以将法向载荷取为常数，按额定传递转矩计算为两齿轮齿形
14、公差具有激励的等效动力学模型（6-46）)(60111Hzznf nffN12nnf 85.0N15.185.0 N5.115.1 N5.1N2.齿面工作区的判定（P118）根据轮齿啮合频率来判断工作区小齿轮齿数为1z转速为1n轮齿啮合频率为ISO齿轮标准中，规定亚临界区共振区过渡区超临界区，从而改变工作区。为了避开共振区，可适当调整轮齿参数（如齿数、模数），通过改变nf3.轮齿动载荷的确定（P118）nFee211*60znt 30211*zentev一般齿轮工作在亚临界区,即nffN12nnf 85.0N下面根据图(d)动力学模型来计算动载荷nF为静载荷为齿面误差，是冲击脉冲作用时间为每个
15、轮齿从进入到退出啮合，相对于给系统一次冲击，其行程为平均速度为0 xkxmee txtVxnnncossin001 100*20,0,30en zetxVvtttexnnsin2*一对轮齿在工作过程中，除承受一次冲击外，并无持续激励，故系统将作自由振动运动方程解初始条件则系统的振幅eennkmzenzneteA3060221111*动载荷的最大值eeedmkzenAkF3011dFnF结论：动载荷不仅与等效刚度、等效质量有关，而且与齿面误差成正比。因此，在亚临界区工作的轮齿，适当提高精度，减少齿面误差，有利于减少动载荷。齿面的总载荷是动载荷与额定静载荷之和。（6-52）mTLTpkgkmJpJ
16、gJlJpcgcmcmk)(te21e二、齿轮转子系统扭转振动（本科生略）齿轮转子系统的扭转振动系统：在一对齿轮副纯扭转振动模型的基础上，再考虑传动轴的扭转刚度，同时考虑原动机和执行机构的转动惯量等为原动机和执行机构的转矩为主传动轴、从传动轴的扭转刚度（材料力学）原动机转动惯量主动齿轮转动惯量从动齿轮转动惯量执行机构转动惯量主传动轴扭转结构阻尼从传动轴扭转结构阻尼啮合齿轮对啮合阻尼啮合齿轮对啮合刚度齿面啮合误差12齿轮齿面误差齿轮转子系统扭转振动方程lglgglglldglgglggggdpmppmppppmpmppmpmmTkcJWrkcJWrkcJTkcJ)()()()()()()()(d
17、W)()(errkerrcWggppmggppmd2121kkkkkkemggppgpgpmmJrJrJJrrkc2222217.003.0lggsgpmpspJJkcJJkc112,112为轮齿的动态啮合力为轮齿啮合阻尼比注意希腊字母ksi;zta传动轴扭转结构阻尼075.0005.0spkgk阻尼系数扭转刚度，按PtGIkl计算（6-53）FKCM lgpmJJJJM000000000000 gggmgggpmgpmmpppppccccrcrrcrrccrccccC00000022 gggmgggpmgpmmpppppkkkkrkrrkrrkkrkkkkK00000022 mpgl lgm
18、gmpmpmmTerkercerkercTF写成矩阵形式（6-58）可运用纽马克 法、威尔逊法求解系统的响应。三、齿轮系统啮合耦合型振动模型（本科生略）pykgykpycgyc齿轮动力学啮合耦合型振动：齿轮动力学啮合耦合型振动：考虑齿轮副支承系统（如传动轴、轴承、箱体）的弹性影响，即考虑扭转振动、横向弯曲振动、轴向振动和扭摆振动静力耦合和动力耦合：静力耦合和动力耦合：仅分析由于齿轮轮体的偏心误差而产生的离心力和附加惯性对系统的振动转子耦合型：转子耦合型：振动耦合是在转子旋转过程中产生的图示为直齿圆柱齿轮副啮合耦合型振动模型不考虑齿面摩擦，轮齿的动态啮合力沿啮合线方向作用不考虑传动轴等的具体振动
19、形式主/从传动轴、轴承和箱体的支承刚度主/从传动轴、轴承和箱体的阻尼ggggppppryyryykFcF系统的运动微分方程为)()()()(eryryceyycFeryrykeyykFgggpppmgpmcgggpppmgpmk)()(gggggpckggyggggppppppckppyppyppTFrJFFFykycymTFrJFFFykycym FKCM P、G点 方向位移为啮合轮齿间的弹性啮合力和粘性啮合力为矩阵形式ggppJmJmM000000000000 22gmgmgpmgmgmgympmmgpmpmpmpmgmmpmmpyrcrcrrcrcrcccrccrrcrcrcrcrccrcccC 22gmgmgpmgmgmgympmmgpmpmpmpmgmmpmmpyrkrkrrkrkrkkkrkkrrkrkrkrkrkkrkkkK ppggyy ggmgmmmppmpmmmTerkercekecTerkercekecF C K求解系统的固有特性可采用第9.2节介绍的兰索斯（LANCZOS）法。可运用纽马克 法、威尔逊法求解系统的响应。为非对称结构。
