汽车的动力学-4ppt课件

第四章汽车传动系统动力学传动系的载荷,4.1概述4.2传动系的扭转振动和共振载荷4.3传动系在非稳定工况下的动载荷4.4强度计算时载荷的确定,2020/5/12,1,.,4.1概述,2020/5/12,2,发动机,传动系,汽车运动质量,弹性轮胎,多质量的弹性扭转系统,发动机的干挠力,路面的干挠力,传动系中的构件（质量）发生速度变化而产生的惯性力矩,传动系统的扭转振动和载荷变化,.,4.1概述,2020/5/12,3,汽车行驶工况,稳定工况（等速行驶）,非稳定工况（不等速行驶）,在汽车起步、换档、制动减速等非稳定工况下，传动系受有非周期性的、带有冲击性质的干挠力而受激振动，此时常产生很大的动载荷。这往往是引起零件突然损坏的主要原因，因此在传动系有关零件的强度计算时必需要考虑这种冲击动载荷。,在稳定工况下，传动系在周期性干扰力（主要来自发动机，此外也可能来自路面和万向节传动）作用下发生强迫振动。当干扰力的频率与传动系的固有频率一致时，便发生共振。共振是由周期性干扰力引起扭振中最危险的工况。它使传动系载荷（共振载荷）达到很大的数值，严重影响传动系零部件的强度和使用寿命扭转共振还能引起令人厌烦的噪声，影响乘坐舒适性。,在新车设计中，应对传动系进行扭振计算分析，确定系统的固有频率和共振转速，设法使危险的共振转速尽量避开汽车经常工作的转速范围，当避开不了时，在结构应采取措施减小共振振幅，以降低共振载荷。,.,4.2传动系的扭转振动和共振载荷,传动系扭振系统固有频率和振型的计算方法，分析来自发动机的激振力矩，确定传动系共振转速，介绍在稳定工况下传动系与发动机激力发生共振时载荷的变化特征以及消减传动系扭振降低共振载荷的措施。,2020/5/12,4,主要介绍,.,4.2.1固有频率和振型,2020/5/12,5,其间弹性联系着复杂扭振系统，在此系统中又存在着各种类型的阻尼(如相对运动零件之间的摩擦，轴段和轮胎在扭转过程中材料内部分子问的内摩擦，齿轮等旋转件的搅油阻力等)。,在计算系统的固有频率和振型时，总是将此复杂系统加以简化：把一些靠近的、彼此之间相对变形较小的旋转质量加以归并，以减少系统的自由度数，忽略系统的阻尼，把传动系看成无阻尼自由振动系统。,.,假定代表系统各部分转动惯量（J1，J2，J3，J4，J5）的圆盘是绝对刚性的，彼此之间由无质量的、扭转刚度为K1、K2、K3、K4的弹性连接着。,2020/5/12,6,42货车传动系无阻尼自由振动的力学模型,J1为发动机(包括飞轮、曲轴及其相连零件)和离合器回转部分的转动惯量,J2为变速器、中央制动器等部分的当量转动惯量,J3为主传动器、差速器等部分的当量转动惯量,J4和J5分别为驱动轮和整车平移质量的当量转动惯量,.,传动系无阻尼自由振动的力学模型,传动系中与曲轴不同速旋转的零件的转动惯量，应换算到曲轴处。（1）变速器输出轴和主传动器输入轴之间的零部件，例如中央制动器，其转动惯量为Jc，换算到曲轴处的当量转动惯量为J2c，根据动能相等有2/c为变速器输出轴与曲轴角速度之比，它等于变速器比ig的倒数,2020/5/12,7,.,（2）从主减速器从动件到车轮的零部件，例如车轮，其转动惯量为Jw，换算到曲轴处的当量转动惯量为（3）汽车平移质量换算到曲轴处的当量转动惯量为,2020/5/12,8,.,2020/5/12,9,每一圆盘的惯性力矩与其所受的弹性力矩相平衡,.,假定扭振系统的各个质量(圆盘)作同周期同相位仅振幅不同的简谐运动，即假设微分方程组的解为则各个质量的角加速度为,2020/5/12,10,.,2020/5/12,11,.,将线性方程组写为矩阵形式为求方程的非零解，可令特征矩阵Hi的行列式|Hi|为零展开上面的行列式便可得到含有p2的特征多项式,2020/5/12,12,.,式中A1、A2、A3、A4是由振动系统的转动惯量和扭转刚度决定的系数。方程除有一零根p2=0之外，还有四个实根(比自由振动系统的质量数少1)，可用数值方法近似求出。这四个根即为五质量自由振动系统的四个固有频率，其数值取决于特征多项式中的系数，即由系统的转动惯量和扭转刚度决定。这些固有频率按大小排列,2020/5/12,13,.,P1，P2，P3，P4分别为第一、二、三、四固有频率。对于某一固有频率Pi，振动系统的各质量仅作振幅不同的简谐运动。将某一固有频率Pi代入方程组，并假定第一质量J1的振幅m1=1，根据方程组中的各关系式可以逐次求出第二、第三直至最后一个质量的相对振幅。将这此相对振幅有图形表示，便是对应于固有频率Pj的振型图。,2020/5/12,14,对应于Pi的各质量的振幅之间的关系,.,各阶固有频率的振型图,振幅为零的点称为节点。一阶固有频率对应单节点振型，第二阶固有频率对应双节点振型，第j阶固有频率对应节点数为j的振型。,2020/5/12,15,.,4.2.2共振转速（临界转速）和共振载荷,为确定传动系扭振共振转速，需要首先对来自发动机的激振力矩进行分析。发动机气缸内变化的气体压力和曲柄连杆机构往复运动质量的不均匀惯性力所造成的周期性变化的扭矩，使传动系产生受迫振动的激振力矩。,2020/5/12,16,周期函数可展开成傅里叶级数,发动机的一个气缸对曲轴产生的扭矩M是一周期函数，可展开为,.,表明，一个气缸的扭矩M通过谐波分析，可将它看成为一平均扭矩M0和一系列具有不同幅值、不同初位相，不同周期的扭矩简谐分量的和分析表明，各阶简谐分量的幅值是随阶数的增加而减小的,2020/5/12,17,.,四冲程发动机单缸扭矩及其简谐分量,2020/5/12,18,.,多缸发动机,对于多缸发动机，每一气缸气体压力对曲拐产生的扭矩，都可进行谐波分析而成如傅里叶级数的形式。对于动力传动系统(线性系统)的扭振来说，各气缸的激振力矩M对系统产生的扭振效果，根据迭加原理等于它们的各阶简谐分量单独作用效果的总和。然而多缸发动机各阶简谐分量在系统中激起的扭振或轴段上的载荷的强烈程度是不同的。为寻求对系统扭振起主要作用的简谐分量的阶数，需要首先分析多缸发动机各阶简谐分量对曲轴的作用特点。为此，采用旋转矢量法进行分析。,2020/5/12,19,.,旋转矢量,任一阶简谐分量可看成该阶的旋转矢量M，在同一方向的投影，阶旋转矢量的角速度为曲轴角速度的倍。为画图方便，不计各阶旋转矢量初位相的差别，而假定发动机第一缸的各阶旋转矢量与该缸对应的曲柄同向。由图可见，有两种情况是严重的：当Y=3时，所有六缸的旋转矢量重合，这意味着发动机所有气缸的扭矩的3阶简谐分量同相位地作用于曲轴上，可激起动力传动系统的强烈扭振当Y=1.5时，每三缸旋转矢量重合，两者相反，这意味着1、2、3缸加于曲轴的扭矩与4、5、6缸加于曲轴的扭矩，是同值(假如各气缸工作均一)反向的，亦可能激起系统强烈的扭振。可以推知，阶数为3，6，9的旋转矢量图相同，阶数为l.5，4.5，7.5的旋转矢量图亦相同。,2020/5/12,20,四行程直列六缸发动机各阶旋转矢量图,.,旋转矢量,称所有气缸旋转矢量重合时的简谐分量以及半数气缸旋转矢量重合时的简谐分量为主谐量。可以推知，四行程直列发动机主谐量的阶数，为曲轴一转中发动机点火次数的整倍数，亦即气缸数Z一半的整倍数Z/2，Z，3Z/2，2Z，以及与此整倍数相间的Z/4，3Z/4，5/Z。当发动机扭矩主谐量的频率与传动系的固有频率一致时，便发生共振。引起传动系扭转共振的发动机转速为,2020/5/12,21,四行程直列六缸发动机各阶旋转矢量图,.,共振,由于高阶的主谐量的数值较小，因此，对传动系扭振来说，低阶的几个主谐量是主要的激振力矩，在共振状态可引起强烈的扭振和共振载荷。对一些汽车传动系的扭振计算和试验表明，对于四行程直列式发动机，六缸机的3阶主谐量和四缸机的2阶主谐量激起的振型为三节点(与传动系第三固有频率相对应)的振动往往是最危险的，共振载荷可达最大值。由于在共振状态的振型近似于自由振动的振型，由振型图可知，振动系统各轴段的共振载荷(即共振状态下轴段的弹性力矩)是不同的，振型线越陡的轴段，所受的共振载荷越大。在三节点振型中，一般在相应于发动机飞轮与变速器之间的轴段，振型线最陡，共振载荷最大。,2020/5/12,22,.,4.2.3扭振的消减,当汽车传动系出现强烈的扭转共振时，一些零件的振幅、所受的载荷和应力显著增大。如这种共振发生在经常使用的转速范围内，将严重影响传动系零件的使用寿命。试验表明，在严重的共振状态下，传动系中甚至会出现负扭矩，致使相啮合的轮齿问发生撞击，产生强烈的噪声。,2020/5/12,23,.,扭振的消减（1）,为降低共振载荷，消减传动系的扭振，通常在离合器中装设具有弹性元件和阻尼元件的扭转减振器。利用其弹性元件，降低离合器与变速器之间的扭转刚度，降低传动系的固有频率(一般对降低第三固有频率以及更高次的固有频率有明显效果)，尽可能将较为严重的共振移出发动机常用转速范围。当达不到此目的时，由于刚度较低的弹性元件的变形，使得减振器主、从元件间有较大的相对转角，只要正确选择减振器中阻尼元件中的摩擦力矩，就能最大限度地消耗振动能量，从而有效地降低共振载荷以及非共振状态下的载荷变化幅度。,2020/5/12,24,.,扭振的消减（1）,在离合器从动盘中采用弹性特性为非线性的扭转减振器，对于消减传动系的扭振和噪声是十势有利的。这是由于其扭转刚度随振幅的增大而增大，从而系统的固有频率亦随振幅的增大而增大(特别是次第大于3的固有频率)，一旦共振发生，振幅开始增加，固有频率便随之增大，于是脱离共振。,2020/5/12,25,某货车测得的装扭转减振器与不装扭转减振器时的共振载荷曲线,.,扭振的消减（2）,当在离合器中不适宜安装扭转减振器，或虽然装有减振器但仍有比较严重的共振现象不能消除时，在变速器与驱动轴之间的万向节传动上装置惯性摩擦式减振器或橡胶式减振器，往往能得到一定的减振效果。惯性摩擦式减振器当减振器盘的角加速度增大到使飞轮的惯性力矩大于摩擦力矩时，飞轮与减振器盘之间便发生相对滑转，于是摩擦功消耗系统的振动能量，从而使扭振振幅有较小的数值，共振载荷得以降低。橡胶式减振器实质上为动力式减振器，它可改变共振区，靠橡胶的分子摩擦吸收振动能量，降低共振载荷。这种装于万向节传动装置上的减振器设在传动轴的何处(前端或后端)效果最好，需要通过试验最后确定。,2020/5/12,26,.,4.2传动系在非稳定工况下的动载荷,4.2.1换档时引起的动载荷4.2.2猛接离合器起步时的动载荷4.2.3紧急制动时引起的惯性载荷4.2.4液力传动对传动系载荷的影响,2020/5/12,27,.,4.2.1换档时引起的动载荷,（1）当汽车由低档到高档强烈加速时，此时离合器接合速度较快，传动系将出现明显的冲击载荷。在换档开始时传动轴上的扭矩可超过发动机最大扭矩对应的扭矩值（2）当汽车在陡坡上行驶需要高档换低档时，由于此时发动机与变速器第一轴的转速有可能相差极大，换档时在传动系中所产生的冲击载荷也可能达到很大的数值。（3）对汽车的一般使用条件来说，换直接档或三档时的冲击载荷通常并不很大，只是在一、二档之间换档时传动系中可能产生较大的冲击载荷。,2020/5/12,28,.,4.2.2猛接离合器起步时的动载荷,2020/5/12,29,.,试验表明，在困难道路条件下猛接离合器起步时，变速器第一轴上的动载荷可能为发动机最大扭矩的335倍或更高，而在驱动轮上，由于传动系中的损失和系统的弹性等因素，扭矩可能为发动机最大扭矩时的2倍左右。,2020/5/12,30,.,减小离合器压盘行程，使从动盘有轴向弹性，可减小压盘对从动盘的冲击力，从而可降低传动系的动载荷。在离合器操纵装置中加设阻尼器(例如在液压操纵系统中设置阻尼元件)，对降低传动系动载荷有明显效果。在离合器中装设扭转减振器不能降低传动系的峰值载荷，但可使峰值载荷向较高的发动机转速移开一点(约150200rmin)。,2020/5/12,31,载荷在达到峰值之后具有明显的阻尼振动特点。,.,4.2.3紧急制动时引起的惯性载荷,在汽车行驶过程中由于猛接离合器会产生很大动载荷此外，在不松开离合器情况下进行紧急制动，也会使传动系产生很大冲击载荷。此时车轮突然停止转动，发动机的飞轮(及传动系其他旋转零件)转速被迫在极短时间内降低到零，由此，发动机对传动系作用一个巨大的惯性力矩Mj,2020/5/12,32,.,飞轮转角和传动系各部件的转角关系,当车轮抱死时，飞轮将转过e角，此时传动系各部件相应地也转过某一角度，飞轮转角和传动系各部件转角的大小取决于传动系的结构型式和尺寸参数。,2020/5/12,33,.,转角关系的计算,此时飞轮转角e和传动系各部件的转角关系，可由下式来决定,2020/5/12,34,.,2020/5/12,35,由材料力学知识,.,2020/5/12,36,或,积分,制动开始时e=0、e=0，制动结束时e=max，e=0,.,惯性力矩Mjmax,惯性扭矩的大小与0成正比经过计算可以发现，当制动开始时曲轴转速为20002500rrain时，惯性扭矩Mjmax要比发动机的最大扭矩Memax大1520倍。惯性扭矩还和Kt有密切关系影响Kt值的使用参数为ig，i0值在直接档时为最小(等于1)，此时K值最大。故变速器挂上直接档而紧急制动时，传动系所受的惯性扭矩M，要比其他低档要大得多，在计算传动系强度时，应予以优先考虑。当然，实际上传动系所受到的惯性矩并没有达到上式计算值那样大，这是由