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畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 設(shè)計(論文)題目：基于ADAMS的汽車傳動軸振動仿真分析 學生姓名： 二級學院： 班　　級： 提交日期： 目錄 目 錄 摘 要 II Abstract III 1 緒 論 1 1.1 課題研究背景和意義 1 1.1.1 選題的背景和意義 1 1.1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1 1.2 主要研究的內(nèi)容和方法 2 2 ADAMS軟件的運用方法 3 2.1 ADAMS軟件簡介 3 2.2 ADAMS軟件的計算方式 3 3 傳動軸的模型建立與振動仿真分析 5 3.1 傳動軸的數(shù)據(jù)獲取 5 3.2 傳動軸的模型建立 7 3.3 傳動軸的振動仿真分析 8 3.3.1 輸入軸的振動分析 9 3.3.2 前傳動軸的振動分析 11 3.3.3 中間軸的振動分析 14 3.4 傳動軸優(yōu)化分析 17 3.4.1 輸入軸優(yōu)化分析 18 3.4.2 前傳動軸優(yōu)化分析 21 3.4.3 中間軸優(yōu)化分析 23 4 結(jié)論與展望 26 參考文獻 28 致 謝 29 28 摘要 基于ADAMS的汽車傳動軸振動仿真分析 摘 要 汽車傳動系統(tǒng)是汽車重要總成之一，其中前置后驅(qū)或四輪驅(qū)動汽車都帶有傳動軸，通過傳動軸傳遞運動和扭矩，從而驅(qū)動汽車運動。傳動軸不僅要負載高強度的運動，還要確保自身的定軸轉(zhuǎn)動，汽車行駛時，因傳動軸的剛度、自身振動特點和外加的附加力以及力矩等因素的影響，極易出現(xiàn)傳動軸振動現(xiàn)象，而傳動軸的振動會造成汽車行駛不穩(wěn)定，嚴重時還會引起汽車結(jié)構(gòu)損壞。 本課題運用軟件ADAMS，建立汽車傳動軸模型，分別對輸入軸、前傳動軸和中間軸進行振動仿真分析，分別得出傳動軸振動特性的曲線。根據(jù)振動特性的曲線分析其振動特性，并對不合理之處進行優(yōu)化，對比結(jié)果，改進傳動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計，從而改善傳動軸振動特性，提高汽車行駛的安全性與穩(wěn)定性。 關(guān)鍵詞：ADAMS；傳動軸；振動；仿真分析 Abstract Vibration simulation analysis of automobile transmission shaft based on ADAMS Abstract The automobile transmission system is one of the important parts of the automobile, in which the front drive or the four wheel drive automobile has the transmission shaft, transmits the movement and the torque through the transmission shaft, thus drives the automobile movement. The transmission shaft must not only load high intensity movement, but also ensure its fixed axis rotation, when the car is moving, the vibration of the transmission shaft is easy to happen because of the rigidity of the transmission shaft, the characteristics of the vibration itself, the additional force and the moment, seriously can cause damage to the structure of the car. This topic uses the software ADAMS to establish the automobile transmission shaft model, the input shaft, Vibration simulation and analysis of input shaft, front axle and intermediate shaft are carried out respectively, the vibration characteristics of the transmission shaft are obtained respectively. According to the vibration characteristic curve analysis of the vibration characteristics, and optimize the irrationality, by comparing the results, to improve the structural design of the drive shaft, so as to improve the vibration characteristics of the transmission shaft and improve the safety and stability of the vehicle. Key words: ADAMS; transmission shaft; vibration; simulation analysis 第一章 緒論 1 緒 論 1.1 課題研究背景和意義 1.1.1 選題的背景和意義 2016年期間我國汽車產(chǎn)銷輛分別完成2.5千萬輛和2.49千萬輛，跟往年相比，分別增長了大約14.3%和14.1%，并高于上年同期12.5和10.8個百分點。按照目前的形勢到2017年我國的汽車產(chǎn)銷量將同比增長2%-6%，伴隨著我國汽車產(chǎn)銷量的逐年增加，我國汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展將要進入一個新的時代。同以前相比，人們現(xiàn)在更加注重汽車的安全與舒適性，所以汽車的結(jié)構(gòu)設(shè)計與質(zhì)量也日漸提高，伴隨著的是汽車傳動系統(tǒng)的技術(shù)提高，傳動軸的設(shè)計與制造更是成為重中之重，汽車產(chǎn)業(yè)帶動傳動軸的更新?lián)Q代，汽車傳動軸也面臨新的發(fā)展機遇。 汽車傳動系統(tǒng)對于汽車是至關(guān)重要的，它是汽車性能是否優(yōu)良的一個重要指標，傳動軸作為傳動軸統(tǒng)的核心結(jié)構(gòu)，對于傳遞汽車發(fā)動機動力和扭矩有著很大的作用，作為動力傳動裝置大多是由輸入軸、前傳動軸、中間軸、萬向節(jié)以及中間支承等組成。汽車傳動軸通常位于汽車的底盤，連接變速器和主減速器，在汽車行駛時工況是非常的惡劣的。對于通常的路面，汽車的增減速和剎車對傳動軸有沖擊，還有就是發(fā)動機的機械振動也在增加傳動軸的有害振動。復雜的不平路面，會使汽車的懸架和驅(qū)動橋運動更為劇烈、還會導致錯位，令汽車傳動軸受到額外的扭矩，并使傳動軸振動加大，振動影響更加惡劣，嚴重可使傳動軸遭到破壞，影響整車的行駛平順性能。 先進的現(xiàn)代化設(shè)計方法和管理方法的產(chǎn)生不僅提高了企業(yè)的研發(fā)和創(chuàng)新能力而且成了各個行業(yè)不斷追求產(chǎn)品質(zhì)量、最大縮短產(chǎn)品研發(fā)周期和降低成本的首選方法。作為現(xiàn)代化設(shè)計方法不可缺少的虛擬樣機技術(shù)在工程機械和汽車產(chǎn)業(yè)中發(fā)揮了其無可替代的優(yōu)勢，目前，國外汽車企業(yè)己經(jīng)建立起完善的虛擬樣機系統(tǒng)，成功運用該系統(tǒng)進行無紙化研發(fā)與制造，其面向產(chǎn)品的設(shè)計、分析和制造，提高零部件的質(zhì)量和性能的目的得到充分發(fā)揮;而在國內(nèi)，汽車企業(yè)在虛擬樣機技術(shù)方面還處于產(chǎn)品后期驗證的應(yīng)用，即在逆向設(shè)計過程中，首先將樣車制作出來，再通過虛擬樣機技術(shù)研究分析其性能、各種參數(shù)等，在不符合要求的地方加以修改或者優(yōu)化。相比之下，國內(nèi)汽車企業(yè)遠遠沒有發(fā)揮虛擬樣機技術(shù)的優(yōu)勢，因而提高該技術(shù)的利用率將有利于提高產(chǎn)品的質(zhì)量，大量節(jié)約成本和研發(fā)周期，從而提高企業(yè)的競爭力。對于傳動軸的研究意義是巨大的，使得汽車傳動軸向著結(jié)構(gòu)更優(yōu)化，質(zhì)量輕量化，性能優(yōu)良化，運行更平穩(wěn)的方向發(fā)展。 1.1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 隨著汽車技術(shù)的發(fā)展和人們生活水平的提高，客戶對汽車的安全性、可靠性和舒適性等設(shè)計方面提出了更高的要求。傳動軸是汽車傳動系統(tǒng)中的主要零部件，在汽車行駛過程中起著傳遞運動和動力的作用，由于其本身結(jié)構(gòu)的特點以及常處于高速運轉(zhuǎn)過程中，傳動軸工作時不可避免地存在著振動和噪聲現(xiàn)象。合理地設(shè)計汽車傳動軸是能夠解決汽車的振動問題的，特別是我國汽車工業(yè)和發(fā)達國家差距還很大，隨著我國道路條件的改善和車速的提高，汽車的振動問題將會越來越突出，是提高產(chǎn)品質(zhì)量和競爭能力所必需解決的問題之一。 傳動軸振動問題研究起步較早，理論分析模型較為完善，尤其在國外，傳動軸技術(shù)己相當成熟，而在國內(nèi)，傳動軸的核心技術(shù)還需相當長時間的研究才能趨于完善。實驗模態(tài)分析在傳動軸動態(tài)特性研究己經(jīng)得到廣泛應(yīng)用，通過實驗的方法得到傳動系的振動頻譜，對其應(yīng)力進行分析，此方法可簡便，快速地識別結(jié)構(gòu)的固有頻率，但其精度取決于實驗者的經(jīng)驗和所使用測試儀器的好壞及分析程序。目前，傳動軸的研究越來越多地采取虛擬樣機技術(shù)來進行利用動力學仿真軟件對傳動軸進行動力學和運動學仿真，且根據(jù)多體系統(tǒng)動力學理論，分析包括汽車其他系統(tǒng)在內(nèi)的運動特性，得到傳動軸甚至整車的振動響應(yīng)，為系統(tǒng)和整車性能的優(yōu)化提供依據(jù)。 目前，汽車傳動軸的振動分析除了使用試驗測量的方法以外，為了達到更加精確、省時并且有效提高傳動軸性能的目的而廣泛使用計算機軟件進行研究，如基于傳動軸結(jié)構(gòu)方面的有限元軟件和基于傳動軸整個系統(tǒng)研究方面的虛擬樣機技術(shù)軟件等。 1.2 主要研究的內(nèi)容和方法 本課題的研究對象就是傳動軸的振動現(xiàn)象，通過ADAMS建立汽車傳動軸的模型，并進行傳動軸的振動模擬，分析傳動軸的振動特性。運用軟件的分析能力對汽車傳動軸進行動態(tài)分析，從而了解傳動軸的振動特性，對傳動軸結(jié)構(gòu)進行數(shù)據(jù)計算，并分析引起振動的原因。通分析對傳動軸的結(jié)構(gòu)或設(shè)計進行優(yōu)化，并模擬仿真得出結(jié)果，是否能夠減少或降低傳動軸的振動，從而通過傳動軸的性能，最終能夠改善傳動軸振動，提高傳動軸的設(shè)計制造技術(shù)，提高汽車整體的穩(wěn)定性。 基于ADAMS對轎車傳動軸進行仿真模擬分析，首先建立轎車傳動軸模型，利用ADAMS分析在動不平衡的條件下傳動軸的振動情況。根據(jù)分析結(jié)果，改善傳動軸振動效率，提高設(shè)計制造效率，提高汽車整體平順性。 本課題選用一定的速度模擬汽車行駛，通過外加激勵模擬整車在真實情況下行駛傳動軸受到的激勵源，對傳動軸的各個部分進行詳細分析，并通過振動狀態(tài)圖得出結(jié)論。在分析過傳動軸后對傳動軸進行優(yōu)化，再利用同樣的模擬實驗，分析優(yōu)化過后的傳動軸振動狀態(tài)，同時比較優(yōu)化前后，得出優(yōu)化結(jié)果。 第二章 ADAMS軟件的運用方法 2 ADAMS軟件的運用方法 2.1 ADAMS軟件簡介 ADAMS是Automatic Dynamic Analysis Of Mechanical Systems的縮寫，是由美國MDI公司開發(fā)的機械系統(tǒng)動力學自動分析軟件。已成功用于航天航空、汽車工程、鐵路車輛、工業(yè)機械、工程機械等領(lǐng)域。 虛擬樣機技術(shù)主要是指在產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)過程中，將分散的零部件設(shè)計和分析技術(shù)揉和在一起，在計算機上創(chuàng)建出產(chǎn)品的整體的虛擬模型，并針對該產(chǎn)品進行在投入使用后的各種工況進行仿真分析，從而預測產(chǎn)品的整體性能，改進產(chǎn)品設(shè)計質(zhì)量、提高產(chǎn)品性能的一種新技術(shù)。 ADAMS是進行仿真與分析，進行設(shè)計的軟件。其中的功能發(fā)展到現(xiàn)在已經(jīng)非常的龐大，不僅能設(shè)計產(chǎn)品，還能模擬其在真實環(huán)境中的工作狀態(tài)，并依此進行優(yōu)化設(shè)計和修改。對于單一的制圖軟件，ADAMS可以把設(shè)計放在可視化的環(huán)境中，進行更加主觀的設(shè)計。 ADAMS軟件由眾多的模塊組成，在ADAMS/View模塊中，可以建立運動模型，能夠進行仿真模擬；ADAMS/Solver是求解的模塊，在模擬完成后，可以進行多方位的力學分析，非常的直觀；ADAMS/PostProcessor是可以進行后處理的模塊，可以對模擬得到的各種圖像進行處理；ADAMS/Flex是處理柔性的模塊，有機的結(jié)合柔性和剛體的仿真，準確的模擬機械運動；ADAMS/Car是汽車模塊，對于汽車的設(shè)計研發(fā)具有較大的作用，最明顯的特點是可以進行精確的汽車模擬仿真；ADAMS/Tire則是關(guān)于汽車輪胎模塊，可以多方位精確的仿真汽車輪胎的運行特性；ADAMS/Vibration是頻域分析模塊，可仿真振動并預測其帶來的危害。眾多的模塊組成了ADAMS強大的分析能力。 2.2 ADAMS軟件的計算方式 ADAMS軟件在分析向量力學的時候會采用牛頓-歐拉公式，再復雜一點會采用Newton-eular遞推法；處理多系統(tǒng)的時候會才用Roberson-wittenburg法，方便樹形統(tǒng)計。再分析力學的過程中，ADAMS會采用Lagrange方程，具體分析多種剛體的混合系統(tǒng)的計算；引用凱恩方程來解決矢量的約束力，其優(yōu)點是計算考慮的非常全面，常使用微分方程解析系統(tǒng)運動；再動力學方面，直接采用變分法，對多柔性體與剛體的混合運算，可以精確的分析系統(tǒng)的力學性能。 ADAMS軟件應(yīng)用多剛體理論，采用歐拉一拉格朗日方程來建立機械系統(tǒng)的運動方程。并采用了先進高效的積分算法，包括三個變階、變步長的的剛性積分程序(GSTIFF,DSTIFF,BDF)和一個非剛性的ABAM積分程序，ADAMS/Solve可以根據(jù)問題的性質(zhì)和用戶的需要，進行下列多種分析。 1.初始狀態(tài)分析(Initial condition analysis) 在仿真計算開始之前，ADAMS/Solver要求與系統(tǒng)狀態(tài)一致。對于復雜系統(tǒng)，若用戶指定的初始位移和初始速度不滿足約束方程，在進行初始狀態(tài)分析時，ADAMS/Solve將對這些初始數(shù)據(jù)庫自動作必要的改動，使其滿足約束條件。 2.運動學分析(Kinematics analysis) 通過運動學分析可以確定機械裝置任意一點的位移、速度和加速度。當系統(tǒng)的自由度為零時，ADAMS將進行運動學分析。 3.靜力學分析(Static equilibrium analysis) 可確定系統(tǒng)在沒有運動和慣性條件下的平靜位置和此時的相互作用力。對于確定系統(tǒng)上的初始載荷及靜態(tài)解很重要，它提供一種獲得系統(tǒng)平衡的方法，并能在系統(tǒng)力學分析時消除不希望的瞬態(tài)起動效應(yīng)。因此在許多情況下，進行動力學分析之前，要先進行靜力學分析。 ADAMS軟件在求解機械系統(tǒng)動力學控制方程時，提供了三種強大變階、變步長積分求解程序(BDF,Gstiff,Dstiff)來求解稀疏禍合的非線性微分一代數(shù)方程；同時還提供了ABAM積分程序，采用坐標分離方法來求解獨立坐標的微分方程。 第三章 傳動軸的模型建立與振動仿真分析 3 傳動軸的模型建立與振動仿真分析 3.1 傳動軸的數(shù)據(jù)獲取 應(yīng)用ADAMS軟件進行建模，本次傳動軸做振動模擬分析的傳動軸采用直徑為50mm的轎車后置傳動軸，由輸入軸、前傳動軸和中間傳動軸組成，而模擬所需的車速為10km/h，用此車速來模擬傳動軸振動，模擬是以給傳動軸三個方向的力作為激勵來完成實驗的。 傳動軸的選用與校核。 本課題采用的傳動軸直徑為50mm進行模擬，先對傳動軸的直徑選用進行校核，首先計算傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，公式為 ne=1.2×108D2+d2l2(r/min) （3-1） L—傳動軸的長； D—傳動軸的外徑； d—傳動軸的內(nèi)徑。 在本課題中，取傳動軸D=50mm,d=0mm。安全系數(shù)為K=ne/nmax,其中nmax是汽車行的最高轉(zhuǎn)速，而安全系數(shù)一般會取K=ne/nmax=1.2～2.0。最大轉(zhuǎn)速公式為 nmax=nc/(ig×i0) r/min （3-2） nc—汽車發(fā)動機最大的額定轉(zhuǎn)速； ig—變速器的傳動比； i0—主減速器的傳動比。 根據(jù)公式（3-1）ne=1.2×108D2+d2l2，本課題的傳動軸輸入軸L=617mm，前傳動軸L=617mm，中間軸L=1300mm。選取當中最長的中間軸L=1300mm，代入公式（3-1）得ne=3550r/min。 其中nmax=nc/(ig×i0) r/min，nc取參考數(shù)值5000r/min，變速器傳動比ig=0.8，主減速器傳動比i0=4.5，代入得nmax=1389r/min，根據(jù)K=ne/nmax，所以K=2.5>2.0，即傳動軸取直徑50mm是符合本課題。 傳動軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力得校核，選取好了直徑后進行傳動軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核，應(yīng)力校核的公式為 τ=16DTJπ(D4-d4)≤[τ] (N/mm2) （3-3） TJ-傳動系的計算轉(zhuǎn)矩 TJ=Temaxig1ig0Kdη/2 N?m （3-4） Temax-發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，取值Temax=200 N?m ig1-變速器倒擋傳動比，取值ig1=3.5 ig0-主減速器傳動比，取值ig0=4.6 Kd-動載荷系數(shù)，取值Kd=1 η-傳動效率，取值η=85% 根據(jù)公式（3-4）所取數(shù)值代入得，TJ=Temaxig1ig0Kdη/2=1368.5 N?m [τ]是許用應(yīng)力，取[τ]=540 N/mm2，在工程應(yīng)用中扭轉(zhuǎn)應(yīng)力只占拉應(yīng)力的0.5～0.6,本課題只取0.55，參考GB3077-88。根據(jù)公式（3-3）τ=16DTJπ(D4-d4)≤[τ] (N/mm2) τ=55.8 N/mm2，安全系數(shù)取2，得τ，=111.6 N/mm2<540 N/mm2，即得出φ=50mm傳動軸滿足課題要求。 傳動軸花鍵的選用與校核 傳動軸的花鍵校核，在汽車傳動軸中花鍵的校核一般為擠壓應(yīng)力校核，根據(jù)公式σ=TJ（D1+D24）（D1-D22）ZL≤[σj] （N/mm2） （3-5） D1和D2分別為花鍵的外徑和內(nèi)徑 Z-傳動軸花鍵的齒數(shù) L-傳動軸花鍵的有效長度 本課題的花鍵的外徑D1=30mm，內(nèi)徑D2=28mm，傳動軸花鍵的有效長度L=30mm，花鍵的齒數(shù)Z=26，代入到公式（3-5）得σ=121 N/mm2。 花鍵的許用應(yīng)力[σj]=192 N/mm2，經(jīng)校核σ≤[σj]，所以傳動軸的選用可以符合本課題的要求。 在汽車行駛時，傳動軸振動激勵源的選取。 汽車外加激勵的選取。汽車傳動軸的激勵源有很多，從內(nèi)部分析，發(fā)動機在運行時會給傳動軸極大振動影響，發(fā)動機的曲軸運轉(zhuǎn)和發(fā)動機氣缸內(nèi)的慣性力引起的動不平衡造成汽車傳動軸曲線性振動；汽車傳動軸不平衡運動也會產(chǎn)生振動，傳動軸在高速運轉(zhuǎn)時，自身的運動軸線與傳動軸質(zhì)心不在同一直線造成傳動軸的振動；從外部分析，路面的不平度也是傳動軸振動的原因之一，路面的不平衡對整車的平順性有直接的影響，運行時的上下顛簸對傳動軸具有較大的振動影響。輪胎的減震性也是傳動軸的振動來源，高速的輪胎在不平路面上運動引起傳動軸的振動。 通過分析傳動軸的振動激勵源，本課題將在傳動軸的三個方向增加模擬激勵來實現(xiàn)傳動軸的振動仿真。在X方向模擬給予500N的力作為激勵，用step(time,2,0,3,500)的時間變化力來模擬X方向的振動，而在Y方向就使用3000N的力，作為汽車行駛路面以及輪胎所造成的振動，在Z方向上使用的是正弦的變化量來模擬來自于汽車發(fā)動機的振動，趨向于正弦振動的真實狀態(tài)，所用力的公式為500sin(time)。如圖3所示。 圖3傳動軸外加激勵表 3.2 傳動軸的模型建立 打開ADAMS/View，依據(jù)數(shù)據(jù)進行傳動軸的模型建立，首先建立輸入軸，再建立前傳動軸，兩者之間建立連接，添加旋轉(zhuǎn)副；建立花鍵，花鍵與前傳動軸和中間軸之間添加移動副；中間軸與差速器之間也建立連接；中間支撐與所接觸的軸要建立襯套連接。 圖3-1傳動軸建模圖 在ADAMS/view環(huán)境中，給傳動軸的三個方向激勵，模擬汽車在行駛過程中所受到的激勵源，分析振動特性。 圖3-2傳動軸模型 各個模塊之間通過連接件準確的連接，并添加運動副，如圖3-2所示，輸入軸、前傳動軸和中間軸相匹配。在輸入軸前段添加運動也就是轉(zhuǎn)速，通過各個傳動軸傳遞動力到差速器。再在傳動軸上添加外加激勵，以方便進行振動分析。 3.3 傳動軸的振動仿真分析 汽車是一個多自由度的振動體，并且要受到各種激振源的作用而發(fā)生振動，發(fā)動機就是產(chǎn)生振動的主要振源之一。汽車行駛時由于道路不平，氣缸內(nèi)的燃氣壓力和運動件產(chǎn)生的不平衡慣性力因周期性變化，都會使曲軸系統(tǒng)和發(fā)動機整體產(chǎn)生振動。 使汽車以40km/h的速度行駛，傳動軸運行如圖3-3所示。 圖3-3傳動軸模擬運行狀態(tài) 模擬如圖3-3傳動軸模擬運行狀態(tài)，傳動軸運行大約10秒，整個運動為50幅，模擬過程結(jié)束后可進入后處理應(yīng)用，找到傳動軸運動的數(shù)據(jù)分析。得到傳動軸的振動特性圖進行以下的分析。 3.3.1 輸入軸的振動分析 首先是輸入軸的振動，輸入軸靠近發(fā)動機，在傳動過程中振動屬于較為劇烈的部位，且振動較為明顯。 圖3-4輸入軸X方向振動特性曲線 傳動軸的狀態(tài)如圖3-4所示，輸入軸X方向的振動特性非常的明顯，振動的波動幅度最大為1.0E-009 mm/s2，X方向的激勵主要來源與路面的激勵，路面的凹凸不平度造成了比較明顯的振動，通過輪胎的高度旋轉(zhuǎn)與地面接觸，雖然有減震件，但是惡劣的行駛環(huán)境還是會導致劇烈的振動。通過圖3-4可以分析出，傳動軸的剛開始的振動幅度變化大，到后來幅度較大頻率較為平穩(wěn)。而X方向的振動激勵源是通過時間變量來模擬的，模擬汽車從啟動到在路面運行。 輸入軸Y方向的振動波動如圖3-5所示，整個的Y方向的振動幅度為0.018 mm/s2，且頻率為0.308Hz。Y方向激勵是比較大的，汽車行駛過程中輪胎的左右不平衡是Y方向傳動軸振動的一個主要振動激勵源，路面的不平衡導致輪胎在高速旋轉(zhuǎn)時左右兩段不在同一水平線，并且還會隨時改變車輪軸的軸線。同時，傳動軸自身的高速旋轉(zhuǎn)也會產(chǎn)生軸線與質(zhì)心不重合，導致傳動軸產(chǎn)生振動，這樣的振動也是不可避免的。 圖3-5輸入軸Y方向振動特性曲線 輸入軸Z方向的振動特性與Y方向相似，模擬激勵是采用正弦變化曲線來模擬真實的激勵源，輸入軸Z方向振動的最大來源是汽車發(fā)動機，發(fā)動機的曲軸運轉(zhuǎn)和慣性力的不平衡導致傳動軸的劇烈振動，這樣的振動大體上是遵循曲線變化規(guī)律的，所以使用的激勵是較為準確的。如圖3-6所示，輸入軸振動最大幅度為0.019 mm/s2、頻率為0.308Hz，傳動軸的自身旋轉(zhuǎn)造成的振動也是輸入軸Z方向振動的激勵源。 圖3-6輸入軸Z方向振動特性曲線 三個方向的振動情況是不一樣的，每個方向都有自己的振動特性，通過比較分析，輸入軸在X方向上的振動比在Y方向與Z方向的振動要平緩一點。汽車在行駛過程中，路面的好壞對于汽車的內(nèi)部結(jié)構(gòu)具有較大的影響，汽車輪胎的振動，傳動軸旋轉(zhuǎn)軸線與質(zhì)心不重合和發(fā)動機也是傳動軸振動的主要來源。 圖3-7輸入軸振動特性曲線 圖3-7表示為三個方向上的在空間的振動數(shù)據(jù)，公式為a=X2+Y2+Z 2。振動幅度最大為0.02025 mm/s2，是對于傳動軸空間三個方向的振動特性的集中表現(xiàn)，通過三個方向的激勵模擬發(fā)動機的振動、路面的不平衡、輪胎的這振動以及傳動軸自身的振動，可以得出輸入軸在空間的振動是不平衡的，直接影響汽車的平順性和運行的舒適性。 3.3.2 前傳動軸的振動分析 輸入軸傳遞動力到前傳動軸，前傳動軸的振動與輸入軸的振動特性是不相同的。 圖3-8前傳動軸X方向振動特性曲線 從發(fā)動機到變速器連接的輸入軸，對于軸的影響很大，前傳動軸連接輸入軸，振動特性如圖3-8所示，前傳動軸的振動幅度比較之前的輸入軸要大很多，振動最大幅度為125 mm/s2，但是振動隨之減小，前傳動軸位于輸入軸與中間軸之間，在X方向的振動易受到兩軸的干擾，波動變化也具有滯后性，扭曲程度較大，所以，路面激勵造成的振動波動較大，而且由于激勵和結(jié)構(gòu)位置復雜導致了前傳動軸X方向的振動特性較為復雜。 前傳動軸的振動特性不是很明顯，如圖3-9，整個前傳動軸在這個方向的振動變化較大，振動最大幅度為26000mm/s2。在Y方向原有的激勵源是輪胎高速旋轉(zhuǎn)造成的軸線不在水平線造成的振動，傳動軸的質(zhì)心與軸線不重合導致的自身振動。 圖3-9前傳動軸Y方向振動特性曲線 通過分析圖3-10，振動特性一開始是非常突出的，振動最大幅度為700mm/s2，在Z方向的激勵源是發(fā)動機的慣性力與曲軸的振動不平衡導致的，剛啟動的發(fā)動機的振動對于前傳動軸的振動影響大，前傳動軸彎曲曲線較大，剛啟動的時候慣性較大，引起的振動幅度大，待傳動軸運行平穩(wěn)后振動變得隨正弦曲線的運動，傳動軸自身的旋轉(zhuǎn)引起的振動影響了由發(fā)動機引起的曲線振動。 圖3-10前傳動軸Z方向振動特性曲線 在三個方向上振動模擬，在X方向與Y方向的振動不是很大，由于前傳動軸位于中間位置，從結(jié)構(gòu)上看，在受到X方向上的振動和Y方向上的振動激勵時，傳動軸的振動是很小的，但在Z方向上，受到發(fā)動機振動影響是不可避免的。 圖3-11前傳動軸振動特性曲線 如圖3-11所示，前傳動軸在剛開始振動的幅度非常大，振動最大幅度為27000mm/s2，傳動軸運動過程中，振動越漸平緩，其中大部分原因是前傳動軸的位置在結(jié)構(gòu)銜接處，振動不易被引起，但是一經(jīng)引起振動，那么振動幅度將會非常的巨大，在運動過程中處于底盤，極易造成碰撞和刮碰，非常的危險。所以在傳動軸結(jié)構(gòu)中前傳動軸的設(shè)計應(yīng)該加大剛度與強度，使其不易變形和損壞，并減其質(zhì)量利用高強度的材料，有效降低振動和變形損壞。 3.3.3 中間軸的振動分析 中間軸在結(jié)構(gòu)上位于傳動軸后面，連接差速器與前傳動軸振動與前兩軸不同，有明顯的傳動特點。 圖2-12中間軸X方向振動特性曲線 中間軸的特點是連接前傳動軸與差速器，其振動特點如圖3-12所示，振動最大幅度為11mm/s2，圖中的中間軸X方向振動沒有太大的突出幅度，只是在剛開始的振動有劇變，因為帶動差速器的啟動遇到的扭轉(zhuǎn)阻力，引起振動波動。中間軸位置靠后，差速器和銜接的車輪對于它的振動影響較大，中間軸的振動特性在X軸方向振動幅度平緩。在X方向上的振動原因是發(fā)動機的不平衡激勵以及不平路面造成的機械緩沖。由于中間軸離發(fā)動機較遠，所以發(fā)動機的振動影響沒有輪胎傳遞的振動影響大。 對于Y軸方向的振動，在圖3-13所示，中間軸的振動比較平緩，振動最大幅度為10000mm/s2。中間軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計決定了所受的振動在Y方向是比較小，通常在這個方向的激勵源是左右輪胎的軸線不在水平線的位置還會經(jīng)常改變角度以及傳動軸自身的振動，但是通過前傳動軸與差速器的空間減緩，到中間軸Y軸的振動特性就很微弱了。 圖3-13中間軸Y方向振動特性曲線 如圖3-14所示，在中間軸Z方向振動的特性波動性大，振動幅度變化劇烈，振動最大幅度為275mm/s2。所受機械振動的影響較大，在Z方向的振動是發(fā)動機的曲軸振動和運動慣性力造成的。在結(jié)構(gòu)中，中間軸的自身旋轉(zhuǎn)造成的振動對于機械振動的干擾，振動機械波不遵循曲線的波動性，正是兩個激勵源的相互干擾造成的，中間軸Z方向的振動啟動時是有一個大的波動，傳動軸啟動慣性力是非常大的，所以造成的振動幅度有一個突變。 圖3-14中間軸Z方向振動特性曲線 中間傳動軸在X方向與Z方向的傳動振動比較Y方向的明顯，在汽車行駛過程中，中間傳動軸的振動主要在于X方向與Z方向中，在傳動軸運行過程中，中間傳動軸后接差速器在振動中，受路面的高低不平衡度的影響很大，在傳輸動力與扭矩時受到路面阻力的波動影響，使得中間軸在X方向與Z方向的振動明顯。中間軸的空間振動如圖3-15所示，振動最大幅度為10000mm/s2，基本上是趨于平緩的。 圖3-15中間軸振動特性曲線 3.4 傳動軸優(yōu)化分析 在以上本課題的模擬得出的振動特性曲線，整體傳動軸的振動是不可避免的，外在的激勵也不會無辜消失，這就影響了傳動軸的傳遞扭矩與動力的性能，傳動軸的振動幅度最大達到27000mm/s2，影響汽車的安全行駛，在本課題中將對傳動軸進行優(yōu)化，使汽車傳動軸振動對整車的影響降到最低。 通過對傳動軸的振動模擬，清楚的觀察出傳動軸振動特性曲線，傳動軸的振動在汽車行駛過程中存在安全隱患。所以，通過對傳動軸的振動分析，將進行簡單的優(yōu)化設(shè)計，優(yōu)化傳動軸的方法有很多種，可以通過傳動軸結(jié)構(gòu)、材料以及設(shè)計等。此次則通過加強連接件剛度，來實現(xiàn)優(yōu)化傳動軸，對原先的剛度加強一倍進行模擬。 優(yōu)化后的振動分析： 圖3-16傳動軸花鍵 對于傳動軸的優(yōu)化，在結(jié)構(gòu)上本課題就是對傳動軸的連接件進行剛度的加強，如圖3-16傳動軸花鍵的加強，有利于傳動軸整個結(jié)構(gòu)的優(yōu)化并能加強傳動軸間的連接剛度，有效的減少傳動軸本身的結(jié)構(gòu)變化導致的變形，還能降低傳動軸自身的振動。 在輸入軸與前傳動軸之間的連接件也是加強的的部件，軸與軸之間的連接剛度的加強，對傳動軸的結(jié)構(gòu)加強有很大的幫助，將傳動軸的運動軸線與傳動軸的質(zhì)心重合，且不易改變。減少傳動軸的本身高速旋轉(zhuǎn)時旋轉(zhuǎn)軸線與質(zhì)心不重合造成的振動，是優(yōu)化傳動軸很好的方案，本課題也是利用這一點進行汽車傳動軸的優(yōu)化，并進行模擬分析，得出優(yōu)化結(jié)果。 3.4.1 輸入軸優(yōu)化分析 經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，以同樣的行車速度進行仿真模擬，外加的激勵也和未優(yōu)化前的模擬激勵源一樣，保證優(yōu)化模擬的可比性，仿真模擬得到的振動特性圖如下所示。 圖3-17輸入軸X方向振動特性曲線 優(yōu)化過后的傳動軸輸入軸的X方向振動如圖3-17所示，在與未優(yōu)化前的輸入軸振動特性相比，振動幅度最大為1.6E-009 mm/s2，振動頻率也變得小了些，整體的振動特性趨勢是沒有什么明顯的變化。 如圖3-18所示，優(yōu)化過后的振動特性與沒有優(yōu)化的Y方向的振動幾乎沒有改變，振動幅度最大為0.019 mm/s2，頻率為0.308Hz。模擬的振動特性幾乎一樣的，此項優(yōu)化對于輸入軸Y方向振動沒有影響。 圖3-18輸入軸Y方向振動特性曲線 如圖3-19所示，同樣優(yōu)化后的Z方向振動與先前的振動特性大體上是一樣的，振動幅度最大為0.018 mm/s2，頻率為0.308Hz。在Z軸上與在Y軸上的輸入軸振動都沒有多少變化。Z軸上的主要激勵源是發(fā)動機的曲軸和慣性力不平衡，在結(jié)構(gòu)上的優(yōu)化特別是剛度的加強不能有效的減少傳動軸振動。 圖3-19輸入軸Z方向振動特性曲線 跟未優(yōu)化前的傳動軸的輸入軸振動模擬相比，三個方向的振動變化不是很明顯，但是在空間的振動頻率降低了，高峰值的振動減少了大約10%左右，振動幅度最大為0.018 mm/s2，頻率為0.308Hz。雖然在Y方向和X方向的振動未有改變，在空間的變化是顯而易見的，如圖3-20所示，傳動軸在空間的振動是有降低的，振動的幅度降低不是很明顯，在輸入軸的優(yōu)化是有效果的。并且振動的突變量也是減緩的，對于汽車行駛的安全以及平順性能有良好的提高，把輸入軸的振動降低也能總體上影響傳動軸的振動特性。 圖3-20輸入軸振動特性曲線 3.4.2 前傳動軸優(yōu)化分析 前傳動軸的振動如圖3-21前所示，在X方向上前傳動軸的振動是平緩的，振動幅度最大為125mm/s2，相比于未優(yōu)化前的前傳動軸X方向的振動有了明顯的改善，因為在前傳動軸的兩端都加強了連接件的剛度，不僅能在傳動軸高速旋轉(zhuǎn)時減少傳動軸彎曲變形，保證傳動軸運動軸線與質(zhì)心在同一線上，平緩的曲線表示汽車在剛啟動的時候，由于剛度的加強，汽車剛啟動時突變的振動減少。 圖3-21前傳動軸X方向振動特性曲線 在前傳動軸的振動特性曲線上，如圖3-22所示，曲線趨于平緩，振動幅度最大為7.5mm/s2，沒有突出的波動幅度，相比于未優(yōu)化前的傳動軸Y方向的振動，有了較大的改變，傳動軸的振動顯示幾乎沒有。比較與先前的振動特性，優(yōu)化的效果是有的，能說明優(yōu)化在前傳動軸Y方向是可行的。 圖3-22前傳動軸Y方向振動特性曲線 在Z方向上的振動，圖3-23所示前傳動軸Z方向振動明顯的比還沒有改進前的平緩，振動幅度最大為165mm/s2。在未優(yōu)化前，前傳動軸Z方向振動是非常的明顯，雖然振動幅度不大，但是振動的曲線是波動曲線，振動結(jié)果也是突出的。加強結(jié)構(gòu)剛度，對于在傳動軸結(jié)構(gòu)之間的前傳動軸提高的減少振動能力是非常有效的，限制傳動軸形變，還提高傳動軸的傳遞扭矩和動力的能力。 圖3-23前傳動軸Z方向振動特性曲線 前傳動軸在空間的振動是比較平緩的，優(yōu)化后的前傳動軸振動在各個方向是有差別的，在個別方向上是有好的減緩振動的效果，改進后的前傳動軸，振動明顯減少，在X方向與Y方向比未改進前都沒有明顯的振動，但Z軸的振動有很大程度的減少。圖3-24前傳動軸振動表示的振動特性是平緩的與未優(yōu)化前是一樣的，振動幅度最大為210mm/s2，振動趨勢是比較平緩，在減少傳動軸某個方向出現(xiàn)大的振動波動是有效的，使前傳動軸耐久性增強。 圖3-24前傳動軸振動特性曲線 3.4.3 中間軸優(yōu)化分析 中間軸在傳動軸結(jié)構(gòu)中位于最后端，接連差速器，在結(jié)構(gòu)連接上相似于輸入軸，又明顯的與輸入軸的振動特性不同，如圖3-25所示，跟沒有優(yōu)化的中間軸X方向振動比較，振動幅度最大為2.5mm/s2，在平穩(wěn)運行后就更加的平緩。在中間軸X方向的激勵源是路面的不平度影響了汽車的穩(wěn)定，導致傳動軸的X方向波動阻力增大，形成振動，通過優(yōu)化，減少傳動軸的X方向振動。 圖3-25中間軸X方向振動特性曲線 如圖3-26所示，優(yōu)化后的中間軸與未優(yōu)化的中間軸在Y方向的振動是相似的，振動幅度最大為3.24mm/s2，光是加強連接件的剛度是不能明顯改變中間軸Y方向的振動特性的，通過其他方式或能夠減少傳動軸的振動，如材料的選擇、結(jié)構(gòu)的變化等。 圖3-26中間軸Y方向振動特性曲線 中間軸在Z方向的振動，汽車啟動時的振動幅度是極大的，在優(yōu)化過后，如圖3-27所示，中間軸的振動是非常平穩(wěn)的，振動幅度最大為65mm/s2，啟動時的波動相比先前的也小了許多，在Z方向的振動，經(jīng)過輸入軸及前傳動軸的剛度加強，削弱了原先的振動特性曲線，中間軸的振動明顯改善改善。 圖3-27中間軸Z方向振動特性曲線 如圖3-28所示，比較沒有改進前的啟動波動幅度，在改進后幅度大大減小，振動幅度最大為67mm/s2。中間軸的振動有較好的改變，在X方向和Z方向的振動都趨于平穩(wěn)，而Y方向的振動變化不是很大，但是整體的振動得到良好改善。 圖3-28中間軸振動特性曲線 第四章 結(jié)論與展望 4 結(jié)論與展望 本課題采用的傳動軸是后置后驅(qū)的轎車傳動軸，結(jié)構(gòu)是又輸入軸、前傳動軸、中間軸以及花鍵組成。汽車傳動軸連接動力，傳遞扭矩和動力，在輸出與輸入間搭建橋梁，在惡劣的環(huán)境中高負荷運行，除了會因疲勞失去耐久性，傳動軸的振動也危害汽車安全。 傳動軸作為汽車傳動系統(tǒng)的重要零部件，在汽車行駛過程中起到傳遞轉(zhuǎn)速和扭矩的作用。由于自身結(jié)構(gòu)的特點使其振動頻率較低、剛度小，萬向節(jié)附加力矩的存在等，傳動軸高速運轉(zhuǎn)時不可避免地存在振動現(xiàn)象，對整車的平順性、舒適性能和動力性能有著重要影響，因此對傳動軸總成的振動分析研究具有重要的意義。 引起汽車傳動軸振動的原因，是由很多方面造成的。傳動軸在運行時會受到發(fā)動機的影響，發(fā)動機的曲軸運轉(zhuǎn)和發(fā)動機氣缸內(nèi)的慣性力引起的動不平衡造成汽車傳動軸曲線性振動。路面的不平度也是傳動軸振動的原因，路面的不平衡對整車的平順性有直接的影響，汽車行駛時的上下顛簸對傳動軸具有較大的振動影響。輪胎的減震性也是傳動軸的振動來源，高速的輪胎在不平路面上運動，自身的彈跳會引起傳動軸的振動。汽車傳動軸的自身也會產(chǎn)生振動，傳動軸在運轉(zhuǎn)時，自身的運動軸線與傳動軸質(zhì)心不在同一直線造成傳動軸的振動。 本課題運用ADAMS在ADAMS/View平臺建立了汽車傳動軸動力學模型，并在動平衡激勵條件下，對模型進行了仿真分析，在三個方向?qū)鲃虞S進行激勵模擬汽車運行時傳動軸受到的振動激勵。根據(jù)振動的特性曲線圖，分析出汽車傳動軸的各個部分存在振動，不同振動激勵源最終在傳動軸成了合成振動，模擬振動的結(jié)果符合預期，并分析了傳動軸的振動特性，造成傳動軸振動原因。 經(jīng)過模擬傳動軸的振動，分析了振動特性，本課題還對傳動軸進行了優(yōu)化，利用優(yōu)化來減少振動。課題采用的是加強傳動軸連接件剛度的優(yōu)化方案，通過加強剛度設(shè)計，并對傳動軸進行同等條件下的振動模擬分析，經(jīng)過兩種振動結(jié)果的對比，分析出加強剛度的優(yōu)化方案可在一定程度上優(yōu)化傳動軸，可以有效的減少傳動軸的振動，大大減小振動的波動幅度，優(yōu)化方案是有效的。 本課題通過對單根傳動軸的振動分析來研究傳動軸的振動情況，并對傳動軸進行優(yōu)化設(shè)計，得出外在激勵對傳動軸振動的影響規(guī)律，合理的優(yōu)化設(shè)計，豐富了傳動軸系統(tǒng)振動研究的內(nèi)容。但普遍認為傳動軸系統(tǒng)的振動是一個復雜、涉及知識廣泛的研究課題，由于時間和能力有限，本課題仍有許多不足，希望在后續(xù)研究中可以進一步完善問題。 傳動軸的振動危害是顯而易見的，振動不僅能造成傳動軸的損壞，還能影響汽車整體的平順性、舒適性以及運行的穩(wěn)定性。傳動軸系統(tǒng)的振動不止與傳動軸本身的結(jié)構(gòu)、運動等有關(guān)系，其他如發(fā)動機、離合器、變速器、車輛后橋、車輪、路面情況等因素都有關(guān)系，后續(xù)研究中希望能從車輛的整個傳動系統(tǒng)入手，考慮以上因素綜合研究傳動系統(tǒng)的振動對整車振動的影響。對于汽車傳動軸的優(yōu)化現(xiàn)在的選擇有很多，結(jié)構(gòu)設(shè)計上的優(yōu)化、傳動軸材料的研發(fā)、零部件的革新都是能夠有效解決傳動軸振動問題，在此我們也希望傳動軸的發(fā)展會越來越好。 參考文獻 參考文獻 [1] 劉同富,張寶,宋加偉,齊佩欣. 基于ADAMS的汽車傳動軸振動現(xiàn)象仿真分析[J]. 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