某4X4车动力传动系统扭振计算与试验
魏来生赵春霞张洪彦
（中国北方车辆研究所北京 100072）
摘要：为了寻找某四轮驱动特种车辆动力传动系统发生故障的原因，论文首先利用自主开发的车辆动力传动系统扭振分析软件TVSIM建立了扭振分析模型，完成了固有频率、固有振型的计算。然后采用LMS的扭振测试模块对该车动力传动系统的扭振进行了测试和分析。理论计算和试验结果均表明，该车动力传动系统基本不存在扭转共振问题。以此为指导，我们将解决措施聚焦在零件设计和加工方面，通过改进设计和严格控制加工质量等措施，彻底解决了动力传动系的故障，扭振计算和试验结果的正确性也在一定程度上同时得到了实际验证。
关键词：动力传动系统，扭振计算，扭振测试，轮式车
Computational and Experimental Torsional Vibration Analysis
on Engine & Transmission System of wheeled 4X4 V ehicle
Wei Laisheng Zhao Chunxia
(China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072)
Abstract: In searching for the measures to solve the failure problems of the engine & transmission system of a wheeled 4X4 vehicle, the torsional vibration computation of the system was done using the software TVSIM, and some tests were also made using the QTV-module of LMS. Both results show that there is basically no torsional resonant frequency existed in the range of vehicle’s running speed. Under this guidance, the correlative parts were redesigned and their machining process was controlled strictly. During the experiment with the new produced parts, the failure never occurred again. The correctness of the results was therefore proved.
Keyword: Engine & Transmission System, Torsional Vibration, Wheeled V ehicle
中图分类号：TB533+.2 交通运输工具的振动与噪声
文献标识码：A
一、概述
车辆的动力传动系统是由一系列具有弹性和转动惯量的转动轴、齿轮和离合器等零部件组成。传动系统的前端通常是作为动力输入的发动机，中间是具有传递扭矩和变速功能的传动系，后端则是车辆的驱动部分。这些具有弹性和转动惯量的零部件形成了一个扭转振动系统，有着自己的固有振动特性。车辆在行驶过程中，发动机、传动件之间的冲击力、行驶阻力等的作用，会引发动力传动系统产生扭转振动，甚至出现扭转共振现象。动力传动系统扭转共振时会对激励产生放大作用，导致扭转振幅迅速增大，由此引起的动态应力往往要超出正常工作应力许多，从而大幅降低相关零件的疲劳寿命，严重影响到整个车辆的可靠性和使用寿命。
某四轮驱动特种车辆样车在试车过程中，其动力传动系统零部件多次发生故障，尤其是变速箱五档齿轮数次发生断齿。观察发现，断齿的左齿面（承载面）有明显的接触痕迹，右齿面（非承载面）接触痕迹不明显，断面也未出现疲劳断裂的迹象。如果此类故障与动力传动系统扭转共振有关，则必须对整个动力传动系统重新进行匹配；否则只需对故障件采取措施即可。为了找到发生故障的准确原因，我们在用自编的车辆动力传动系统扭振分析软件TVSIM(Torsional Vibration SIMulation)[1]分析计算各个档位扭转振动模态的同时，还对该动力传动系统进行了扭振测试试验，以进一步确认故障原因。
二、动力传动系统激振频率的确定
动力传动系统的扭振激励主要来自两个方面，一是发动机运转过程中由于各缸燃气压力周期变化产生的激励，二是来自路面阻力变化引起的激励。由于路面激励的频率一般很低，不足以对动力传动系统的扭
转振动产生实质性影响，因此，我们在此只考虑发动机激励因素。[2]
该车所用发动机是四缸四冲程柴油机，其怠速转速为800rpm 左右，常用工作转速为：
1600~2300 e n rpm =
其对应的基频为：
/6026.67~38.33e e f n Hz ==
对应第次谐振，发动机激振频率为：
26.67~38.33 0.5, 1, 1.5, 2, 2.5, ......e f f Hz υυυυυ===
根据四缸四冲程柴油机的特点分析，其扭振激励主谐次为1，2，3，...。考虑到低频振动对动力传动系零部件影响最大，因此我们只考虑低频特性。综合这些因素可以得出，发动机激励频率范围为 1次谐振(26.67～38.33Hz)、2次谐振(53.34～76.66Hz)、3次谐振(80.01～114.99Hz)。因此，要想避开共振区域，动力传动系统固有频率就不能长时间落在这几个频率范围内或其附近。本文的主要目的就是对此进行校验。
三、动力传动系统扭振特性计算 3.1 建模及计算结果
特种车辆动力传动系统是一个比较复杂的多分支弹性系统，其动力传动系统简图见图1。
图1 动力传动系统简图
为了对该车动力传动系统进行扭转振动计算，我们采用TVSIM 建立了分析模型。在模型建立过程中，
我们忽略了动力传动系统的一些次要因素，将其简化为一个具有有限自由度的离散系统[3]
。由于一、二、三、五档动力传动路线一致，均可看做是为六轴系统（图2），只不过各档具体参与啮合的齿轮及轴段有所不同。因此，在建立计算模型时，对于这几个档位可以建立统一的计算模型（图3），具体计算时只需针对各档位采用相应的参数即可。对于四档而言，其传动系为5轴系统，传动路线及计算模型与图2和图3类似，此处从略。
图2 一、二、三、五档传动路线图3 一、二、三、五档扭振计算模型
在建立好各个档位的计算模型以后，我们采用TVSIM对各个模型进行了扭振计算。表1给出了一至五档的动力传动系统各阶固有频率。各档振型图此处从略。
3.2 计算结果分析
综合分析各档计算结果，可以得出以下几点结论：
1)一档的第四阶固有频率61.59Hz落在发动机2次谐振的范围内，加之第四阶振型在动力传动系统前端振幅较大。因此，来自发动机的2次谐振可能引起动力传动系统前端产生较大的扭振振幅。如果车辆长时间工作在一档，可能出现抖动现象。
2)一档的第五阶固有频率108.75Hz落在发动机3次谐振的范围内，其对应的发动机转速为2175rpm。如果能将一档时发动机转速控制在不超过2175rpm（一般使用情况也确实如此），那么，也可以认为避开了发动机3次谐振。
3)各档位五阶及以上的固有频率均较高，达到100Hz以上。对应于发动机4谐次以上的激励。由于高谐次激励的能量一般较低，不会对动力传动系统的扭转振动造成明显影响。
4)四档的第四阶固有频率36.45Hz落在发动机1次谐振的范围内。且较大振幅出现在发动机与变速箱联结部位。鉴于四档为直接档，属于常用工况，此问题应该引起重视。在驾驶过程中，如果适当控制最高速度，使发动机转速维持在2180rpm（36.3Hz）以下，此问题也能得到有效解决。
5)五档第四阶频率28.01Hz虽落在发动机1次谐振的范围内，其对应的发动机转速为1680rpm。如果考虑到车辆在五档行驶时发动机转速一般会超出1680rpm，因此，可以认为不会产生扭转共振。
四、动力传动系统扭转振动的测试
动力传动系统轴系在正常工作时，轴系各旋转零部件的旋转角速度会因扭振的存在而在平均角速度的基础上叠加一个交变的分量。轴系扭振测量就是通过一定的测量方法，消除平均角速度的影响，拾取由交
变角速度而引起的扭转角及其交变角速度。具体测量中，旋转角速度是通过实时检测旋转零部件在单位时间内的转角来实现的，即利用安装在动力传动系统各位置上的转速传感器拾取转速信号。传感器数目根据需要和实际条件确定。[4]
4.1 测试方案
该车辆采用的是发动机前置方案，车辆动力经离合器、传动箱、变速箱、分动箱、主减速器、轮边减速器、车轮等传递后驱动车辆运动。图4是该车的测试方案图。图中S1～S7为转速传感器，其中S1为测试风扇转速的传感器（35齿齿盘、支架等专门设计加工），S2为发动机预置的转速传感器（每转齿数35），S3为原车用于驱动里程表的转速传感器（每转齿数为40），S4～S7为四个轮边传动轴预置的为ABS提供信号的转速传感器（每转齿数为72）。所有传感器均为磁电式，通过测量单位时间内输出的脉冲个数反映转速。
为了保证信号的准确、防止车辆出现异常动作，在整个试验过程中，将发动机转速信号显示、车辆里程信号显示以及ABS功能予以关闭，这些位置的转速信号专供扭振测试设备使用。
图4 车辆测试方案图
测试中采用了LMS公司的扭振测量模块QTV（含8个通道），分析软件为LMS公司的https://www.doczj.com/doc/fd13557418.html,b Signature。图5是测试设备连线图。测试过程中由12V电瓶通过逆变器供电。转速信号由LMS公司的Scadas III QTV 模块测量，除四个车轮转速信号由于在一档和二档转速太低使用“低频扭转Low frequency torsion”模式外，其它所有信号均采用“扭转振动模式Torsional vibration”。
图5 测试设备原理图
4.2 测试工况
对5个前进档分别进行了加速过程、减速过程及匀速行驶过程（发动机转速维持在1700rpm左右）的测试，记录了每个档位、各个测点的转速信号。根据不同的档位，加速过程中发动机转速约从800～1300rpm 加到最高转速约2300rpm，减速时则反之。图6为发动机测点S2的四档加速过程的瀑布图，反映了转角扭振振幅（单位为度）、频率与发动机转速的关系。观察各档加减速过程瀑布图可以发现，各测点处转角振幅对应的频率随着发动机转速的升高而增加，表现出很强的线性关系，系统中不存在明显的不随发动机转速变化的固定振动频率。由于共振频率对一个系统来说是恒定的，它不会随着激励频率的变化而变化，这一事实说明，系统不存在明显的共振现象。
图6 发动机测点四档加速过程瀑布图
图7是五档匀速行驶时同一测点的阶次图，横坐标为振动阶次，纵坐标为扭振振幅（单位为度）。扭振振幅在0.5阶、1阶、2阶、3阶等整数阶次具有较大的分量。0.5阶次的大振幅振动与该车发动机的动平衡性能不理想有关，其它阶次的结果与理论分析结果相一致。
图7 发动机测点五档匀速行驶的阶次图
4.3 测试结果分析
通过对测试数据的分析处理，并对相关数据进行综合，可以得出以下几点结论：
1)该车的1阶、2阶和4阶激励为主要成分，其它阶次的成分相对较弱。这也与四缸机的扭转激励
特点相吻合。
2)动力传动系统各档在发动机工作转速范围内未发现明显的扭转共振。
3)发动机动平衡性能可能存在问题，具体表现为第一阶次的激励明显偏大。
4)综合发动机测量结果，其最大的扭振振幅约为0.48度左右，与同类型传动系统的扭转振幅（0.3
度左右）相比，有些偏大。
五、综合结论及试验验证
综合以上扭振计算和测试结果可以发现，该车动力传动系统的各阶固有频率基本避开了发动机低谐次的激励，可能出现的问题也只是在一档和二档，对常用档的影响不大。如能将发动机常用转速限定在1680～2180rpm之间，车辆扭振影响将得到有效的抑制。
在上述结论的支持下，我们将工作重点聚焦在零件设计和加工方面，对零件设计进行了改进，并在加工过程中严格控制加工质量。新加工的零件在上车后经过了5000km的实车考核，车辆动力传动系统没有再出现同类故障，彻底解决了动力传动系统的故障频发问题，也从一个侧面验证了本文所述扭振计算和试验工作的正确性。
致谢
在扭振测试过程中得到了LMS公司北京总部卢克先生的大力支持，特此致谢。
参考文献：
1 江磊,魏来生.面向对象的车辆传动系扭振分析软件总体设计[J].系统仿真技术与应用，2005(8):12-14. 2魏来生.某车传动系统扭振特性分析[J].车辆与动力技术,2003(1):37-40.
3江磊,魏来生,尹华兵.集成Matcom环境下传动系扭振分析系统求解器开发[J].机械传动,2006(1):12-14.
4 杜极生.轴系扭转振动的试验、监测和仪器[M].江苏:东南大学出版社,1994:130-132.
柴油机组轴系扭转振动 测试大纲 编制：______________ 校核：______________ 审批：______________ 中船动力研究院有限公司 2016年08月
1.测试目的 对柴油机组轴系进行扭振的自由振动及强迫振动测试。 2.测试对象 本次测试对象为柴油机-水力测功机机组，由柴油机，水力测功机，基座等组成。柴油机通过联轴器与水力测功机连接，并共同安装在基座上。机组额定转速为750r/min，额定功率为2430kW。 图1 柴油机组示意图 3.测试系统 在柴油机飞轮端安装磁电传感器进行扭振信号的采集，测试系统图如图2所示。 图2 测试系统示意图 表1 测试仪器列表 4.测试步骤
（1）检查测试场地的电源情况。 （2）先在各测点布置传感器，然后按照要求接线，打开测试仪器及计算机。（3）启动机组，传感器将采集到的信号输送到LMS分析仪中进行处理。（4）完成各工况下的信号采集，处理实验数据。 5.测试工况说明 （1）轴系扭转振动自由振动测试 柴油机组空载，机组转速自200r/min连续升至900r/min（900r/min连续降至200r/min），保证转速连续升（降）的持续时间至少在1min左右，同时进行轴系扭振信号的采集。 柴油机组空载，机组转速从200r/min升至900r/min，每次间隔为20r/min。等待转速稳定后，进行扭振信号采集。 （2）轴系扭转振动强迫振动测试 功率负载按分别调整至0%、25%、50%、75%、90%、100%、110%的额定功率，进行轴系扭转振动稳态测试。 6.测试结果 表2 轴系固有频率测试数据记录表
基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器的匹配分析 马俊达1，卢小锐1，王晖1 华晨汽车工程研究院，NVH工程室，沈阳，110141 【摘要】某机型在开发过程中，整机噪声比竞品机高，分析发现主要是由于轮系侧引起，本文对发动机曲轴扭转减振器进行重新匹配，降低发动机扭转波动，结果显示，重新匹配减振器后，发动机的扭转角度最大衰减量为0.095°，满足了单阶次扭转角度小于0.1°的目标要求，同时降低了发动机轮系侧噪声水平。经发动机台架试验验证，重新匹配后的减振器使发动机整机声压级在高转速工况下降低2.8dB(A)，满足整机设计的目标要求。 【关键词】发动机；扭转减震器；激励力矩；曲轴系统 Matching Analysis of Crankshaft Torsional DamperBased on theEngine Noise Performance Junda Ma1, Xiaorui Lu1, Hui Wang1 Brilliance AutoR&D Center, China ABSTRACT –In this article, the matching of engine crankshaft torsional vibration damper was analyzed based on torsional vibration test method, the testing results showed that the maximum attenuation of engine torsional angle was 0.095 °. After optimization,the target value was reached.The single order torsional angle was less than 0.1 °andthe noise level of the engine front end was reduced.These results were verified on test bench, it showed thatthe damperrematchesmakes the whole sound pressure level lower than priorin engine high speeds and satisfies the requirement of the whole machine design. KEYWORDS-Torsional damper, Optimization,Noise level, Test bench 前言 近几年我国汽车工业迅猛发展，汽车在国内迅速普及的同时，汽车的NVH 性能也备受关注，已经成为了汽车性能最重要的评价指标之一。众所周知，曲轴扭转振动是整机激励振源中最重要的因素之一，不仅能够引起轴系和机体的振动，也是发动机轮系侧主要的噪声源。 某四缸机在开发过程中，NVH性能不满足竞品机的目标水平，试验分析表明主要的噪声贡献量来源于发动机轮系侧，为了满足NVH的目标要求，对曲轴扭转减振器进行重新匹配，降低曲轴前端扭转振动幅值。本文主要介绍了匹配不同的扭转减振器轴系扭振特性的试验测试，比较曲轴前端扭转角度的变化，并通过发
1工程车辆扭转振动动力学模型的建立 工程车辆传动系统一端通过离合器与发动机相连，输出端通过轮胎与工程车辆平动质量相连，组成了一个多质量的弹性扭转振动系统。在计算整个系统的固有频率和振型时，通常可忽略系统的阻尼，将整个传动系统看成是由多个刚性圆盘通过弹性轴连接的无阻尼振动系统。现在某型装备四缸柴油机的中型装载机传动系统为例，其扭转振动力学模型如图1-1所示。 1.1 当量转动惯量的计算 当量转动惯量J 是指将传动系统中与发动机曲轴不同转速旋转的零部件的转动惯量换算成与曲轴同转速旋转下的转动惯量，这种换算方法的原理是能量守恒。设传动轴的转动惯量为J,实际转速为ω曲轴转速为0ω，则将传动轴换算成曲轴转速0ω的当量转动惯量为 2 2 2 0212121??? ? ??=???? ??==g d d i J J J J J ω ωωω 式中，g i 为变速器的传动比。 1.2当量扭转刚度的计算 设两圆盘之间弹性轴的当量扭转刚度为d K ，则可以根据弹性变形量守恒的原理将系统中的时间扭转刚度K 换算过来。现以后桥半轴为例，相应的当量扭转刚度为 2 01??? ? ??=i i K K g d
式中，0i 为主减速器的传动比。 2传动系统扭转动力学方程 根据图1-1所示的简化的传动系统模型，可建立系统动力学方程组为 -0-)-)()(-----111010111111101010991010343332233232221122121111=+=+-=-+-=+=+）（）（（）（）（） （。。。。。。。。 。。 θθθθθθθθθθθθθθθθθθθθθK J K K J T K K J T K K J T K J (1) 方程组（1）中，111-θθ分别为对应质量的扭转角位移；41-T T 分别为发动机1-4缸的有效输出转矩。 为了简单起见，可以将（1）改为矩阵形式的动力学方程一般式，即 T K C J =++θθθ。 。。 式中，当量转动惯量矩阵??????? ? ????? ?? ?=111021 00J J J J J 阻尼矩阵C=[0]；刚度矩阵； 圆盘的角位移矩阵[]T 114321 0θθθθθθ =。 一般以发动机振动激励为系统输入矩阵，则 []T T T T T T 004 321 = 2.1扭转系统固有特性的分析 这里的固有特性是指固有频率和主振型，多自由度系统的固有频率和主振型可以根据系统的无阻尼自由振动方程得到，即 0=+θθK J 。。 （2） 假设方程的解为 t n i e ωθA = （3） 式中，A 为系统自由振动时的振幅列向量，[]T m m m m A A A A A 1132 1 =。
研旭ANZT6.0扭振测试分析仪 产品简介 研旭扭振测试分析仪：ANZT6是我们于2006年最新推出的第六代通用型扭振测试分析仪。它是经过第一至第五代20多年的不断改进换代更新于2006年才开发成功的，其中第1、2、5代经历三次中央级鉴，并在全国发电、船舶、汽车、坦克、雷达、柴油机等行业和许多高校及研究所广泛应用和国外一些单位采用。获得好评。而第六代仪器较之第五代则有较大的改进和突破，它具有高精度、高速度、高指标、多输出（能同时输出频谱，时域波形谐次跟踪）多通道等实时测试，显示等特点和数十项的后处理功能，使其可更方便的得到适用于各检验机关的测试分析报告（包括扭振应力，扭矩和许用值的比较）。第六代仪器的体积仅为第五代的八分之一，约一巴掌大小，非常紧凑、结实、可靠。
（一）数字部件 通道数：1-2通道 扭角测试：量程：0-10度（峰值）；分辨率：1毫度；准确度：n≤3000转/分为百分之一±1个字；n＞3000转/分为百分之二±1个字 可测试扭振频率：0.1Hz-1.5KHz 可测试扭角的转速范围；2-20000转/分（此两项指标都突破国际水平）转速测试：量程2-30000转/分，准确度：0.5‰±1个字，分辩率：0.1转/分 频谱分析：输出转速频速率的0.5-20次谐波频谱，准确度：5%，分析带宽：0.1Hz-1.5KHz，可通过改变每转脉冲数设置来细化频谱，捕捉其他频率成分(包括各种分数次谐波成分)。 具有扭角的幅值测试和有效值测试功能选择。 具有整个测试过程转速升降变化曲线的显示和记录功能。
对于超低速扭振的测量采用连续采样法，从而大大提高了测试速度和精度。 在联机现场测试和事后数据处理过程中，采用了多种软硬件措施，大大加强 了抗干扰能力和数据的平稳性、光滑性。采用了正确合理的平滑算法，既可防止过大干扰信号的侵入又可在较快速升降转速过程中或 者长时间转速稳定时，准确捕捉到共振峰值，反应轴系地固有扭振特性。 传感器齿轮数或每转脉冲数：4-2000 最高采样频率：600KH 信号幅度范围：30MV-100V（此三项指标超国际水平） 和PC机通讯的软硬件(USB及串口通讯)可将仪器计算出的频谱数据及扭振 时域波形传送到PC机屏幕显示和存盘，并可将数据组合成谐次转速跟踪曲线及数个谐次的综合曲线（波特图），三维图、扭应力曲线、扭矩曲线、许用应力、许用扭矩曲线及不同实验曲线对比等，可用通用打印机打出，还可以将测试结果传到Word、TXT、Excel等软件中再行处理。 仪器体积：11（宽）×10（深）×4（高）cm，重量约0.4KG。无论是笔记 本电脑还是台式机电脑无需对计算机进行改造或插卡都可以进行操作。适用于任何版本的Windows版本。 本仪器可以不用220v电源。可利用USB通讯线进行工作，从而大大加强了 仪器的安全性和可靠性。本仪器可采用各种类型的传感器，只要符合上述第11、13项的要求即可，例如光电、磁电、光纤、编码器等等。 本仪器是纯数字处理，无模拟环节，可保证频率特性极好的平坦性和数据的精度。 本仪器有自动存盘、手动存盘、自动加手动三种数据存盘方式，以适应不同条件的测试需求，保证测试的客观性。
第23卷 第1期 昆 明 理 工 大 学 学 报 Vol.23No.1 1998年2月 JOURNAL OF KUNMIN G UN IV ERSIT Y OF SCIENCE AND TECHNOLO GY Feb.1998 扭转振动测试的实验研究Ξ 张建勋 罗德扬 (昆明理工大学建筑工程及力学系,昆明 650093) 摘要 扭转振动可以看作是匀速轴转动的相位调制.如果可能从回转轴上取出回 转编码信号,在一定条件下,此信号的相位解调就表示轴的扭转振动.进行相位 解调的有效方法是使用FF T分析仪将实信号变为解析信号,而后将其幅值和相 位调制分量分解出来. 利用希尔伯特变换技术进行幅、相解调,这在通讯领域应用较为广泛.而将其用于扭转振动的检测和分析,目前来说还不多见.为此,我们设计了一套实验 装置,利用相应的设备和开发软件进行了一系列实验,得到了一些数据和结果. 由于整个解调过程是数字化的.因而具有精度高、应用范围广、适应性强等一系 列传统模拟方法所不可比拟的优点,并摒弃了复杂、昂贵而精度有限的扭振传感 器. 关键词 希尔伯特变换;扭转振动;相位调制;相位解调;编码信号;扭振传感 器 中图分类号 TG50619 1 扭转振动分析原理和方法 图1显示实现相位解调和扭振分析的测试分析系统.分析系统主要由双通道信号分析仪B K2034和286微机组成,二者间由GPIB通用接口总线联结,并由开发的通讯软件B KU TIL支持.此程序使计算机能监测,控制B K2034的运行和数据输入输出等. 根据扭振分析的理论,实际分析过程可用图2表示.图中,双边框的过程由B K2034实现,单边框内的过程由计算机完成. 从光电编码器输入的被扭振调制的编码脉冲,被输入B K2034,在转速同步脉冲和外部采样脉冲的控制下进行时域同步平均,达到排除与转速频率无关的噪声的干扰.转速脉冲作为同步平均的触发信号,外部采样则保证了频率跟踪.在达到给定的平均次数后, B K2034自动对平均信号用FF T进行谱分析.并显示同步平均谱.带通滤波是由程序控制以人机对话方式进行的,在定了适当的中心频率和带宽后,仅只有带宽内的数据被读入计算机从而实现带通滤波.程序按频移原理及离散付里叶变换的周期特性将滤波谱进行重新排列,完成谱不移并生成数据文件.该数据文件被输入B K2034调用其FF T功能进行付里叶变换.变换后的数据又写入计算机后,由程序控制组成了复信号,并算出它的包络和 Ξ收稿日期:1997-10-15
1.1 课题背景 由于汽车工业具有很强的产业关联度，因而被视为一个国家工业和经济发展水平的重要标志，因此汽车被称为“改变世界的机器”。 随着科技的进步，社会的发展，人们对生活质量的要求越来越高，包括对汽车舒适性、安全性等性能提出了越来越苛刻的要求。为了提高汽车舒适性，减轻汽车的振动，首先要找到汽车的振源，汽车是多自由度的振动体，并受到各种振源的作用而发生振动，发动机就是振源之一。 当发动机工作时，曲轴在周期性变化的转矩作用下，各曲拐之间发生周期性相对扭转的现象称为扭转振动，简称扭振[1]。发动机的振动关系到它的寿命、工作效率和对周围环境的影响。曲轴系统的振动是引发内燃机振动的重要因素。由于曲轴上作用有大小、方向都周期性变化的切向和法向作用力, 曲轴轴系将会同时产生弯曲振动和扭转振动。因为内燃机曲轴一般均采用全支承结构, 弯曲刚度较大, 所以其弯曲振动的自然频率较高。虽然弯曲振动不会在内燃机工作转速范围内产生共振, 但它会引起配套轴系和机体其它部件的振动, 是内燃机的主要噪声源。对扭转振动而言, 由于曲轴较长,扭转刚度较小, 而且曲轴轴系的转动惯量又较大, 故曲轴扭振的频率较低, 在内燃机工作转速范围内容易产生共振,当发动机转矩的变化频率与曲轴扭转的自振频率相同或成整数倍时，就会发生共振。共振时扭转振幅增大，并导致传动机构磨损加剧，发动机功率下降，甚至使曲轴断裂。曲轴作为内燃机中主要的运动部件之一，它的强度和可靠性在很大程度上决定着内燃机的可靠性。因此, 扭转振动是内燃机设计过程中必须考虑的重要因素[2]。 如何降低曲轴的振动是发动机曲轴设计的重要内容之一，为了消减曲轴的扭转振动，现在汽车发动机多在扭转振幅最大的曲轴前端装置扭转减振器，目前在汽车发动机曲轴系统中广泛采用的是橡胶阻尼式扭转减振器(图 1.1)，有效地改善了发动机曲轴系统的扭振特性，降低了扭振幅值。 a) b) c) a)橡胶扭转减振器(CA8V100)；b)带轮-橡胶扭转减振器；c)复合惯性质量减振器(尼桑VH45DE) 1-减振器壳体；2-硫化橡胶层；3-扭转减振器惯性质量；4带轮毂； 5-带轮；6-紧固螺栓；7-弯曲振动惯性质量
国际机械工程与力学会议记录 2007年11月，中国江苏省无锡市 汽车曲轴扭振理论分析 S. Mahjob, S. J. Seydalian, M. Heidari Department of Mechanical Engineering, Imam Hossein University, Babai superhighway, Tehran, Iran E-mail: j.seadalian@https://www.doczj.com/doc/fd13557418.html, 摘要： 汽车曲轴受到因气缸周期性冲击而产生的周期波动的扭矩的作用。气压力和因往复质量而产生的惯性力构成了作用于曲轴组的激发力矩。这些力对曲轴产生交替变化的力矩，从而导致发动机的振动，进而引起汽车产生振动和噪声。尽管大多数的物理结构都是连续的，但是通常可以通过离散参数模型来表示它们的运动。这篇论文系统分析了曲轴扭转振动对发动机转速的影响。共有五种理论分析模型，分别为5自由度、6自由度、17自由度和21自由度。扭转振动分析被用来确定系统的自由振动频率。自由度的范围从5到21。不同模型的分析结果与实验模型比较，从而获得最佳模型。通过用最佳的理论模型代替实验模型并且提高发动机转速，发现在不同速度下理论模型的性能和实验模型很接近。 1. 简介： 研究机械结构的动态特性定义为模态分析。这篇论文介绍了曲轴扭振对发动机性能的影响。并建立的数学模型模拟曲轴的振动。这个模型包括5、6、17、19和21自由度的曲轴。论文中分析和测试的曲轴为RENALT 曲轴。 不同模型的实验结果非常吻合。 有限元分析是另外一种分析方法，结合了质量和刚度矩阵，主要用来做敏感性分析和动态行为的预测。但是考虑到结构的复杂性，往往结构的实际性能与分析结果存在一定误差。理论分析的方法比较复杂，但是它为下一步分析提供了一个逻辑和方法。[这在本文中有详细说明。 2. 理论方法 固有频率和振型由以下方程决定：单位矩阵I 、质量矩阵M 、特征值λ、刚度矩阵K 、固有频率ω、特征向量X }0{]][[}]{[.. =+θθK M (1) 振型: 0}]{[1=--i i X M λ (2) 固有频率: 02 =-i M K ω ? 00121=-?=---i i K M I K M λω (3)
10.16638/https://www.doczj.com/doc/fd13557418.html,ki.1671-7988.2017.08.044 车辆动力系统扭振分析与测试 李连 （重庆车辆检测研究院有限公司，重庆401122） 摘要：文章对某前置后驱型微车的动力传动系的扭转振动特性进行研究。首先根据车辆传动系统的结构特点，利用多体动力学理论对该车传动系统各部件进行等效转化，利用Excite Designer软件建立传动系扭转振动的多体动力学模型，计算分析在不同离合器扭转刚度下的传动系扭振特性和变速箱输入端转速波动情况。最后通过测量装配不同扭转刚度离合器时车辆噪声振动，对模型计算结果进行了辅助验证。研究表明，离合器扭转刚度的变化对车辆传动系的扭振影响很大，低扭转刚度的离合器能有效抑制因发动机转速波动引起的传动系统的扭振，并对车辆的NVH性能提升有一定的贡献。 关键词：动力传动系；扭转振动；离合器 中图分类号：U467.2 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)08-130-03 Vehicle powertrain torsional vibration analysis and testing Li Lian ( Chongqing vehicle test research institute co., LTD, Chongqing 401122 ) Abstract: In this paper, it is studied for torsional vibration characteristics of a kind of rear-drive vehicle's powertrain. Firstly, according to the structural characteristics of the vehicle drive system, equivalent transformations of the various components of the vehicle drive system is established through the multi-body dynamics model. Then, the torsional vibration characteristics are analyzed with clutches in driveline with different torsional stiffnesses. At last, NVH tests are carried out to verify the analysis results. The study shows that the clutch torsional stiffness is of important influence on vehicle vibration and noise in a way that low torsional stiffness clutch can effectively isolate the transmission of torsional vibration caused by engine and it would make contribution to the vehicle NVH performance. Keywords: Powertrain; Torsional vibration; Clutch CLC NO.: U467.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-130-03 前言 对于前置后驱车型，动力传动系统一般由发动机、离合器、变速器、传动轴、主减速器、半轴等组成，各部件的转动惯量和扭转刚度分布很不均匀，是一个复杂的多自由度扭振系统，由传动系统的扭振引起的车内轰鸣声问题是整车NVH中常见的问题之一。在汽车工程设计中，对汽车动力传动系统的扭转振动及噪声的控制于整车设计有着重大意义。 1、问题描述 本文针对某款前置后驱式微车的NVH性能进行了分析，车辆在低速过程(1000rpm~1500rpm)轰鸣声较大。轰鸣噪声产生的原因初步判断为：传动系统的宽频扭振在传递过程中，激起了后悬架的模态，振动被放大后，通过传动轴中间支撑 作者简介：李连，就职于重庆车辆检测研究院有限公司。
船舶轴系扭振计算 1 已知条件 轴系原始资料 2 当量系统 2.1惯量计算（或给定） 2.2 刚度计算（或给定） 2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表） 当量系统参数
3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图） Holzer表 4 共振转速计算 5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤) 步骤1：激励计算
步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅 步骤3：计算各部件的动力放大系数
步骤4：求总的放大系数 d r s p e Q Q Q Q Q Q 111111++++= 步骤5：计算第1质量的振幅 A ＝Q ×A 1st 步骤6：轴段共振应力计算 101,A k k ?=+ττ 步骤7：共振力矩计算 步骤8：非共振计算 2 22 2 1111??? ? ??+??? ???????? ? ??-= c c st n n Q n n A A 步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范） 步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线 能量法计算步骤： 步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略） 步骤2 激励力矩计算M v （若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定） 步骤3：激励力矩功的计算 ∑=k T A M W απν1 步骤4：阻尼功的计算 各部件的阻尼功
部件外阻尼功的计算： 步骤5：阻尼力矩功W c 的计算(为系统各部件总阻尼功之和) +++++=cr cs cp cd ce c W W W W W W 步骤6：求第1质量振幅A1 c T W W A = 1 步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表：
扭振的测量 概括而言，因为所有的动设备在运行中都存在一定程度的扭振，但与横向振动不同，扭振难于用简单、直接的方法测量，经常被忽视。如果因此视而不见，扭振就会成为设备损坏的隐形杀手，给企业带来巨大的直接和间接的损失。 无论ISO标准还是API标准，都要求正常运行时，设备的临界转速（其实也包括周边可能受影响的结构固有频率。只是要求更高，要求其固有频率高于可能的稳态运行的频率的10倍）应该在稳态运行时，可能的激振频率的±10%之外（也有更严的要求：在15%~20%之外）。扭振固有频率同样可能被激起，所以和横向振动一样，也必须知道你的转子系统的扭振固有频率。 转子的裂纹大多由扭振破坏引起，键、键槽等的损坏通常也与扭振密切相关，还有齿轮损坏、联轴器损坏、热涨（冷缩）配合的失效等也可能是扭振的失效引起。 扭矩的测量，必须要两个探头，在转子的两个截面测量，单个截面、单个探头只能测量扭振动态信号。扭矩的大小正比于转子角转速的变化（欧拉定义）。扭矩的变化通常发生于运行转速的变化，并因此产生扭振。 我们从力学理论中知道，扭矩测量的方法通常是应变片法，但在高速旋转的转子上贴应变片，信号还要传递出来，测量的频率范围还有一定的要求等，哪个方面都是难点。应力-应变-单位轴向长度变化的角度等有确定的关系，可以用角度的测量来表达扭矩及扭振。而角度的关系实质是一种时间的关系。
市场上缺乏测量扭振的通用、成熟产品。英国有一家公司生产一种短节式的测量系统，但必须串进原机组的轴系中，所以是一种需要在设计阶段就考虑好，比较贵的系统。本特利的3500/42M（MOD 183484, 162572）和System1的Classic支持这种装置。 这个方法其实也是一种测量时间间隔的方法（TIM）：计算相邻两个 脉冲的时间间隔，而时间间隔的变化与特定转速下的扭振有关。但近年来发展了一类简便方法，不改变原转子系统，使用已有的固定安装的键相（每转一个脉冲）信号，或者使用斑马带或多齿齿轮（MEW）产生的每转多个脉冲信号，高速采样，分析其中的扭振信号。特点是：成本低，快捷，仅需要单个探
曲轴扭振减振器 1曲轴扭振 当发动机工作时，曲轴在周期性变化的转矩作用下，各曲拐之间发生周期性相对扭转的现象称为扭转振动，简称扭振。对扭转振动而言, 由于曲轴较长,扭转刚度较小, 而且曲轴轴系的转动惯量又较大, 故曲轴扭振的频率较低, 在内燃机工作转速范围内容易产生共振,当发动机转矩的变化频率与曲轴扭转的自振频率相同或成整数倍时，就会发生共振。共振时扭转振幅增大，并导致传动机构磨损加剧，发动机功率下降，甚至使曲轴断裂。曲轴作为内燃机中主要的运动部件之一，它的强度和可靠性在很大程度上决定着内燃机的可靠性。因此, 扭转振动是内燃机设计过程中必须考虑的重要因素。为了消减曲轴的扭转振动，现在汽车发动机多在扭转振幅最大的曲轴前端装置扭振减振器。 2扭振减振器的功能及种类 为了消减曲轴的扭转振动，现在汽车发动机多在扭振振幅最大的曲轴前端装置扭振减振器。它的功能简单介绍有以下三个方面： (1) 消减曲轴扭转振动，提高曲轴的疲劳寿命，减少应力水平； (2) 传递扭矩，衰减扭矩波动； (3) 减少整车的振动、噪音。 减振器就其特性而言，可分为三大类： 动力减振器，主要依靠它的动力效应改变轴系的自振频率，使之移出工作转速范围，达到避振目的，如弹簧式和摆式动力减振器等；阻尼减振器，主要依靠固体的摩擦阻尼或液体的粘性阻尼来吸收干扰力矩输入系统的振动能量，以减小振动，如橡胶减振器和硅油减振器等；复合减振器，就是既有调频作用，又有阻尼降幅作用，如硅油橡胶减振器和硅油弹簧减振器。 目前应用最多的就是橡胶减振器和硅油减振器。其中橡胶减振器广泛应用于汽油发动机，硅油减振器主要应用于。目前用于汽车橡胶减振器主要是单级减振器（只有一个惯性质量），但是，随着轿车发动机的轻量化和大功率化，单级橡胶阻尼式减振器的减振效果已满足不了曲轴系统扭转振动控制的要求，目前在一些轿车发动机上已经采用了多级的橡胶阻尼式减振器。以下是几种国内外常见的减振器。 2.1单级扭振减振器 图2.1为常见结构形式的单级扭振减振器。1为减振器壳体，2为硫化橡胶层，3为减振器惯性质量。
扭振测量和Q T V介绍 1.引言 噪声及振动问题,在旋转部件开发中,是一个必须充分重视的因素。就车辆而言,旋转机械或旋转部件包括：发动机(引擎),动力传动系, 变速装置, 压缩机和泵等等?。对它们的动力特性, 必须了解得非常透彻, 力图实现宁静、平顺、安全地运转?。通常, 对线振动和角振动的测量和分析, 是分头进行的??。旋转件横向振动的测量方法, 是大家熟悉的,研究得已经比较透彻?，为了充分把握结构的动力特性, 通常会实施多通道并行的测量和分析?。而扭振测量则需使用专门的设备, 它们一般并不集成在一总体动力学测试系统内?。 2.扭振的“源—传导—接收”模型 研究动力学问题的一般方法,是建立所谓“源—传导—接收”模型（图1）。在某一部位（接收部位）观测到的响应,视为由源和源在结构上沿某途径传导产生的效果。由于结构的共振或反共振效应，源可能在传导过程中被放大或者被衰减。此外，它们可能沿多个不同途径，传导至接收部位。 图1 扭振的“源——传导——接收”模型接收部位或响应部位的振动，通常是刚体运动伴随柔体运动的复合现象。前者一般不产生交变应力，后者则会引起交变应力，并成为某种耐久性问题的根源。传递途径分析（TPA）涉及到某接收部位对源的干扰，这种干扰经由其可能的传导途径，并依赖于传导途径固有的动力学特性，影响整个结构的响应。 用同样的方法，我们来研究扭转振动。先是有一个“源”，譬如说，发动机给出的交变输入力矩。力矩传递过程，牵涉到轴系、齿轮传动系或皮带传动系等的动力特性。最终表现出来的，是旋转件的转速变化。如果沿整个轴，各部位的转速变化都是相同的、一致的，那么在严格的意义上，这不能算作是扭振，仅仅只是转速在变罢了（这相当于线振动分析中的刚体模态）。仅当沿轴不同部位检测到的转速增量有幅值和相位的相对变化时，扭振才确实发生了。当激励频率接近于扭振谐振频率时，会导致旋转件产生很大的内应力。如果未设置专门的监测设备，就有可能发生严重的耐久性问题。 习惯上，凡是在平均转速上、下发生得转速波动，都被称之为扭转振动，无论转轴的不同截面之间是否真正存在相对扭转。
汽车动力传动系振动分析 [摘要 ]综述了车辆动力传动系振动的研究进展从振动的角度看 ,车辆动力传动系可分为弯曲振动系统和扭转振动系统目前主要采用试验模态分析和有限元等研究方法对动力传动系弯曲振动特性进行研究 ,建立了较为理想的弯曲振动分析模型在动力传动系扭转振动的研究方面 ,许多学者对此进行了有益探索研究 ,并取得了一定的进展但限于分析条件 ,车辆动力传动系弯曲、扭转振动耦合的研究尚不十分完善 ,尤其在国内 ,这一研究尚处于起步阶段因此 ,在动力传动系弯曲、扭转振动的研究已相对成熟的基础上 ,动力传动系的弯曲、扭转振动耦合对其振动特性影响的研究将是今后一段时间的主要研究内容 车辆是一个复杂的振动系统,它是由多个具有固有振动特性的子系统组成,作为子系统之一 的动力传动系,即包括动力总成、传动轴、驱动桥总成组成的系统是车辆振动和噪声的重要激励源从振动的角度看,车辆动力传动系可分为两个振动系统:弯曲振动系统和扭转振动系统车辆动力传动系的弯曲振动系统和扭转振动系统不仅有各自的固有振动特性,而且还存在一定程度的振动耦合这些不同形式的振动及其耦合,是影响车辆行驶平顺性,乘坐舒适性及动力传动系零部件使用寿命的主要原因之一,因此对车辆动力传动系的整体振动进行深入细致的研究,显得十分必要 1 动力传动系弯曲振动研究 车辆动力传动系弯曲振动在很大的频率段内对车辆振动和噪声有着重要影响,动力传动系低频段内的刚体振动直接影响车辆的乘坐舒适性,而较高频段内的弹性振动将会引起车辆的结构共振和声学共振近年来,随着对提高乘坐舒适性、减小汽车振动要求的提高,对动力传动系弯曲振动特性的进一步研究,已显得十分迫切,国内外对动力传动系弯曲振动的研究起步较早,在理论研究方面取得一定进展,试验研究也较为成熟建立由离散的集中质量、弹簧、阻尼器组成的力学模型是对动力传动系弯曲振动特性进行研究分析的一种行之有效的方法後藤进[1 ]建立了具有 1 1个自由度的动力传动系的弯曲振动力学模型,并通过试验验证,试验结果和计算结果取得较好一致文献[2 ]也建立了动力传动系弯曲振动多自由度力学模型,指出系统的弯曲振动是由发动机运动部件往复惯性力、传动轴的不平衡等引起的,并通过实验测定有关参数值,计算系统的固有频率、振型隋军[3、4]建立包括动力总成及传动轴的5个自由度的弯曲振动力学模型,计算系统的固有振动特性和响应,指出动力总成的弯曲振动是汽车飞轮壳损坏的主要原因这种建模方法及其实用性已为大量的计算和试验分析结果所证实,并且已总结出了确定模型集中质量、弹性和阻尼的一般原则,能有效地用于分析解决车辆动力传动系弯曲振动问题日臻完善的试验模态分析技术,在动力传动系弯曲振动特性的研究中得到广泛应用试验模态分析在动力传动系弯曲振动特性研究中的应用,经历了从单个总成发展到多个总成直至整个动力传动系的过程隋军[4]、张建文[5]对动力传动系动力总成进行了试验模态分析,认为动力总成的弯曲振动是造成汽车离合器壳开裂的主要原因余龄[6]利用试验模态分析技术测定了包括动力总成及传动轴的组合系统的一阶弯曲振动频率,张金换[7]则通过模态试验分析研究动力传动系传动轴的临界转速孙方宁[8, 9]、俄延华[1 0 ]在整车条件下,对动力传动系弯曲振动进行模态试验,得到整个动力传动系弯曲振动的模态参数高云凯[1 1 ]在台架及整车条件下,对汽车动力总成弯曲振动试验模态分析中的非线性特性进行研究,结果表明这一非线性特性仅存在于整车条件下的试验模态分析试验模态分析具有快速、简便地识别结构固有特性的特点,但其精度主要取决于试验者的经验和所使用的测试仪器、分析程序模态综合法是对动力传动系弯曲振动进行分析的有效方法,其基本思想是将动力传动系分为若干个子系统,在完成对各子系统的模态分析后,建立自由模态的综合方程,再利用平衡条件和约束条件将自由度简化,最后获得一个自由度大为缩减又保持了系统特性的运动方程,即组合系统方程孙方宁[8, 9]将一大型客车动力传动系划分为五个子系统,通过试验模态分析获得各子系统的模态参数,然后利用模态综合方法建立整个系统的理论分析模型,编制计算程序,对该大型客车动力传动系弯曲振动的固有振动特性进行计算,并在激振试验台上进行整个动力传动系弯曲振动的试验模态分析,结果表明理论计算和试验结果具有很好的一致性应用模态综合方法,只需获得动力传动系各子系统的模态参数,就可以通
扭振信号分析软件 对于某些采集仪的转速通道，其内部采样率大于20MHz，因此可支持高精度相位测量，该相位数据可供扭振分析使用。 扭振测量和分析可用于测量转轴扭振的三个参量，包括相对转角位移、转角速度和转角加速度，用于表示扭振的转角随时间变化的时域波形、转角变化速度的时域波形和转角变化加速度的时域波形。 扭振中的转角为相对角度，扭振计算的波形的第一个采样点时刻的转角定义为0度，其他采样点的转角为相对该时刻的转角。一般情况下，若测量过程中的转速为不变的，则相对转角在0附近波动，若转速从一个数值变化到另一数值，则相对转角会变化到某一固定数值的附近波动。 扭振测量需要在采样时开启转速通道。 为准确描述扭振转角及其变化信息，需要实际测量中的PPR（每转脉冲数）为较大的数据，例如30~120甚至更大，越大的PPR则可以获取越高的转角精度。 在采样中的转速通道可以输出两路信号，一路为转速时间波形，其波形上每点的数据为该采样时刻的转速（单位为 r/min），另一路为相位时间波形，其波形上大部分点为0，不为零的点表示该采样时刻距离其最近一个转速脉冲的时间差，单位为微秒。利用相位时间差信息，即可计算出扭振的转角，并可以计算出转角变化的速度和加速度。 因此扭振分析模块式基于上述相位波形进行计算的，在采样中转速通道的相位波形存盘测点号为PH0,PH1…等形式。从菜单“高级分析 | 扭振分析”可进入，此时将出现“选择分析数据”对话框，需要选择一个测点号为 PHx的相位通道的波形数据，然后出现如图8.3.1的计算对话框。 计算设置： 其中在计算参数中可以选择是否计算“转角位移”、“转角速度”和“转角加速度”三项内容，并且设置相应的存盘测点号、单位和测点描述信息。 工程单位中的角度可选角度deg或弧度rad，对应的位移、速度和加速度单位分别为deg,deg/s,deg/ss 和 rad,rad/s,rad/ss。 设置完毕后，按“开始计算”将出现计算进度条，此时将根据输入的相位波形数据，计
船舶轴系扭振计算的一般步骤 （能量法和放大系数法） 1 已知条件 轴系原始资料
2 当量系统 2.1惯量计算（或给定） 2.2 刚度计算（或给定） 2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表） 当量系统参数 3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图） Holzer表 4 共振转速计算
5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤) 步骤1：激励计算
步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅 步骤3：计算各部件的动力放大系数 步骤4：求总的放大系数 d r s p e Q Q Q Q Q Q 111111++++= 步骤5：计算第1质量的振幅
A ＝Q ×A 1st 步骤6：轴段共振应力计算 101,A k k ?=+ττ 步骤7：共振力矩计算 步骤8：非共振计算 2 22 2 1111??? ? ??+??? ???????? ? ??-= c c st n n Q n n A A 步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范） 步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线 6强迫振动计算(能量法的计算步骤) 步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略） 步骤2 激励力矩计算M v （若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定） 步骤3：激励力矩功的计算 ∑=k T A M W απν1 步骤4：阻尼功的计算 各部件的阻尼功 部件外阻尼功的计算：
步骤5：阻尼力矩功W c 的计算(为系统各部件总阻尼功之和) +++++=cr cs cp cd ce c W W W W W W 步骤6：求第1质量振幅A1 c T W W A = 1 步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表： 7 一缸不发火的扭振计算 1）不发火气缸的平均指示压力近似为零，相应的气体简谐系数为bv ；其他气缸的平均指示压力pimis 为： i i mi s p z z p 1 -= N/mm2；式中：z-气缸数,pi 按前面计算公式计算。 2）相应的Cimis 为：v im is v im is b p a C += 3）一缸不发火影响系数为:∑∑=a C a C mis imis νγ 式中：Cv 、Cvmis ——分别为正常发火与一缸不发火时的简谐系数； ∑a 、∑mis a 分别为正常发火与一缸不发火时的相对振幅矢量和，其中∑mis a 按下式计算： ∑∑∑==+=z k z k k k k k k k mis a a a 1 1 2 ,12 ,1)cos ()sin (νζβνζβ 不发火缸vmis k C b νβ= ，其他气缸为1； 4）一缸不发火的振幅、应力和扭矩： 第1质量振幅为： 11A A mis γ= 轴段应力为： 1,!,1++=k k k m isk γττ 齿轮啮合处振动扭矩为：G gmis T T γ= 弹性联轴器振动扭矩为：R rmis T T γ=
1前言 1.1课题研究背景及意义 传动系扭转振动是汽车的主要振动形式之一, 会直接影响到汽车零部件的使用寿命和汽车的乘坐舒适性。一些汽车新技术的应用(如轻量化、柴油发动机在轿车上的推广和低转速大扭矩发动机的应用等)使得限制扭振减振变得愈发困难。传统的汽车扭振减振措施是在离合器从动盘上安装扭振减振器，简称CTD。由于离合器从动盘受其空间尺寸的限制，弹性元件刚度大、减振器相对转角小、设计尺寸小,从而使得CTD振动传递率较大, 隔振效果很差，尤其是在低速区几乎没有明显的隔振作用。由于自身的不足, CTD很难满足人们日渐提高的乘坐舒适性的要求, 最典型的取而代之的扭振减振器是双质量飞轮式扭振减振器(简称DMF)。所说的DMF,就是将发动机飞轮分成两部分, 并在中间用扭转减振器连接。这样, 扭转减振器弹性元件和阻尼元件便可以布置在较大的空间内, 因此减振器相对转角较大, 可以将刚度设计得很小,发动机传递到变速箱上的扭振波动便被有效的隔离了。 1.2扭振减振器在国内外的发展现状 DMF扭转减振器诞生于上世纪八十年代中期, 因为其克服了CTD扭转减振器的不足之处, 因此有效地降低传动系的扭转振动, 使汽车的减振降噪技术有了一个质的飞跃。 1984年,日本一家汽车公司在一款涡轮增压柴油机汽车上首次安装了DMF。该公司装备的双质量飞轮扭振减振器基本沿用离合器从动盘式扭转减振器的形式,但是它的采用成为双质量飞轮式扭振减振器发展史上的起点。第二年底,德国宝马公司将DMF装备在宝马324D上, 该车当时被誉为世界上最安静的柴油车。随后,宝马公司推出的系列车型上相继采用DMF并获得用户的广泛认可。一直到上世纪90年代,国外DMF研制的产品已基本趋于成熟,在期间有大量的专利产品和专业研究论文出现, DMF的产量也急剧增长。 在我国国内也颇为重视对DMF减振器的研究, 早在十年之前,一些高校、汽车公司以及科研单位就开始在DMF领域进行探索和研究,这为DMF国产化奠定了理论基础。因为DMF对平衡精度要求较高的原因,各零件的配合精度、同轴度及尺寸公差要求较为严格,但是受制造加工水平和一些关键工序的限制,迄今为止DMF在国内还没有进入批量生产阶段。现在被装配于国内中高档轿车的DMF,几乎都是从国外进口。 1.3本课题的主要研究内容
冷连轧机主传动系统扭振分析 摘要：针对某新建的1420冷连轧机组，基于设计图纸建立了轧机主传动系统动力学模型。通过计算得到系统的固有频率和反共振频率、振型和Bode图，并进一步对系统的设计方案进行分析评价。结果表明，该冷连轧机主传动系统设计基本合理，部分设计参数还有优化的余地。 关键词：轧机主传动扭转振动固有频率 Torsional Vibration Analysis of the Tandem Cold Mill Main Drives WANG Zeji1，WANG Ruiting1，ZHANG Xiangjun2 (1 Baoshan Iron & Steel Co., Ltd., Shanghai 201900, China 2 Tsinghua University, Beijing 100084, China) Abstract：Focused on the newly-built 1420mm tandem cold mill group of some iron & steel corporation, the dynamic models of the main driving system are established basing on the basis of design drawing. The natural frequencies and anti-resonance frequencies, vibration modes and Bode diagrams of the system are gained by calculating. Subsequently, the analysis and judgement of the main driving system are carried out. The results show that the design of the main driving system is reasonable on the whole, but some design parameters need to be optimized. Key words：rolling mill；main drive；torsional vibration；natural frequency 1 概述 旋转体在旋转方向产生的振动称为扭转振动，它是转转机械中普遍存在的问题【1,2】。在 冷轧生产线上，随着高速、大功率电机在冷连轧机上的使用，接轴和齿轮轴等传动系统由于 扭转振动引起的事故随着增加。轧机主传动系统的事故主要与扭振有关，它往往会对钢板表 面的平直度、厚度公差产生影响。由于扭振引起的最大附加应力可以超过电机驱动力矩所产 生的工作应力的几倍。轧机主传动系统扭振会产生很高的交变应力，严重时会造成减速箱齿 轮断裂、地脚螺丝松动等设备事故，使生产不能顺利进行，或大大缩短轴系零部件的疲劳寿 命，具有极大的破坏性，给企业造成重大损失【2,3】。 目前国内的轧机主传动系统扭振分析工作往往是在现场出现问题后才开展的，扭振问题 无法从根本上解决。现代的轧机设计除了要进行强度、刚度等静力学设计外，还要进行动力 学设计。某公司1420冷轧工程是国家冶金装备自主集成重大创新项目，冷连轧机主传动系 统设计好坏直接关系到工程的成败。为了保证工程顺利建成投产，在设计阶段对轧机主传动 系统进行扭振分析显得尤为重要。 2 系统建模