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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文） 設(shè)計(jì)(論文)題目：基于ADAMS的汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)仿真分析 學(xué)生姓名： 二級(jí)學(xué)院： 班　　級(jí)： 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(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 1 1.2 主要研究的內(nèi)容和方法 2 2 ADAMS軟件的運(yùn)用方法 3 2.1 ADAMS軟件簡(jiǎn)介 3 2.2 ADAMS軟件的計(jì)算方式 3 3 傳動(dòng)軸的模型建立與振動(dòng)仿真分析 5 3.1 傳動(dòng)軸的數(shù)據(jù)獲取 5 3.2 傳動(dòng)軸的模型建立 7 3.3 傳動(dòng)軸的振動(dòng)仿真分析 8 3.3.1 輸入軸的振動(dòng)分析 9 3.3.2 前傳動(dòng)軸的振動(dòng)分析 11 3.3.3 中間軸的振動(dòng)分析 14 3.4 傳動(dòng)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(dòng)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(xiàn) 28 致 謝 29 28 摘要 基于ADAMS的汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)仿真分析 摘 要 汽車傳動(dòng)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(dòng)汽車都帶有傳動(dòng)軸，通過傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)和扭矩，從而驅(qū)動(dòng)汽車運(yùn)動(dòng)。傳動(dòng)軸不僅要負(fù)載高強(qiáng)度的運(yùn)動(dòng)，還要確保自身的定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，汽車行駛時(shí)，因傳動(dòng)軸的剛度、自身振動(dòng)特點(diǎn)和外加的附加力以及力矩等因素的影響，極易出現(xiàn)傳動(dòng)軸振動(dòng)現(xiàn)象，而傳動(dòng)軸的振動(dòng)會(huì)造成汽車行駛不穩(wěn)定，嚴(yán)重時(shí)還會(huì)引起汽車結(jié)構(gòu)損壞。 本課題運(yùn)用軟件ADAMS，建立汽車傳動(dòng)軸模型，分別對(duì)輸入軸、前傳動(dòng)軸和中間軸進(jìn)行振動(dòng)仿真分析，分別得出傳動(dòng)軸振動(dòng)特性的曲線。根據(jù)振動(dòng)特性的曲線分析其振動(dòng)特性，并對(duì)不合理之處進(jìn)行優(yōu)化，對(duì)比結(jié)果，改進(jìn)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，從而改善傳動(dòng)軸振動(dòng)特性，提高汽車行駛的安全性與穩(wěn)定性。 關(guān)鍵詞：ADAMS；傳動(dòng)軸；振動(dòng)；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(guó)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(zhǎng)了大約14.3%和14.1%，并高于上年同期12.5和10.8個(gè)百分點(diǎn)。按照目前的形勢(shì)到2017年我國(guó)的汽車產(chǎn)銷量將同比增長(zhǎng)2%-6%，伴隨著我國(guó)汽車產(chǎn)銷量的逐年增加，我國(guó)汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展將要進(jìn)入一個(gè)新的時(shí)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(jì)與質(zhì)量也日漸提高，伴隨著的是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的技術(shù)提高，傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與制造更是成為重中之重，汽車產(chǎn)業(yè)帶動(dòng)傳動(dòng)軸的更新?lián)Q代，汽車傳動(dòng)軸也面臨新的發(fā)展機(jī)遇。 汽車傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)于汽車是至關(guān)重要的，它是汽車性能是否優(yōu)良的一個(gè)重要指標(biāo)，傳動(dòng)軸作為傳動(dòng)軸統(tǒng)的核心結(jié)構(gòu)，對(duì)于傳遞汽車發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力和扭矩有著很大的作用，作為動(dòng)力傳動(dòng)裝置大多是由輸入軸、前傳動(dòng)軸、中間軸、萬向節(jié)以及中間支承等組成。汽車傳動(dòng)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(shí)工況是非常的惡劣的。對(duì)于通常的路面，汽車的增減速和剎車對(duì)傳動(dòng)軸有沖擊，還有就是發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械振動(dòng)也在增加傳動(dòng)軸的有害振動(dòng)。復(fù)雜的不平路面，會(huì)使汽車的懸架和驅(qū)動(dòng)橋運(yùn)動(dòng)更為劇烈、還會(huì)導(dǎo)致錯(cuò)位，令汽車傳動(dòng)軸受到額外的扭矩，并使傳動(dòng)軸振動(dòng)加大，振動(dòng)影響更加惡劣，嚴(yán)重可使傳動(dòng)軸遭到破壞，影響整車的行駛平順性能。 先進(jìn)的現(xiàn)代化設(shè)計(jì)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(gè)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(jì)方法不可缺少的虛擬樣機(jī)技術(shù)在工程機(jī)械和汽車產(chǎn)業(yè)中發(fā)揮了其無可替代的優(yōu)勢(shì)，目前，國(guó)外汽車企業(yè)己經(jīng)建立起完善的虛擬樣機(jī)系統(tǒng)，成功運(yùn)用該系統(tǒng)進(jìn)行無紙化研發(fā)與制造，其面向產(chǎn)品的設(shè)計(jì)、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(guó)內(nèi)，汽車企業(yè)在虛擬樣機(jī)技術(shù)方面還處于產(chǎn)品后期驗(yàn)證的應(yīng)用，即在逆向設(shè)計(jì)過程中，首先將樣車制作出來，再通過虛擬樣機(jī)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(guó)內(nèi)汽車企業(yè)遠(yuǎn)遠(yuǎn)沒有發(fā)揮虛擬樣機(jī)技術(shù)的優(yōu)勢(shì)，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(jìng)爭(zhēng)力。對(duì)于傳動(dòng)軸的研究意義是巨大的，使得汽車傳動(dòng)軸向著結(jié)構(gòu)更優(yōu)化，質(zhì)量輕量化，性能優(yōu)良化，運(yùn)行更平穩(wěn)的方向發(fā)展。 1.1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 隨著汽車技術(shù)的發(fā)展和人們生活水平的提高，客戶對(duì)汽車的安全性、可靠性和舒適性等設(shè)計(jì)方面提出了更高的要求。傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的主要零部件，在汽車行駛過程中起著傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的作用，由于其本身結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)以及常處于高速運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，傳動(dòng)軸工作時(shí)不可避免地存在著振動(dòng)和噪聲現(xiàn)象。合理地設(shè)計(jì)汽車傳動(dòng)軸是能夠解決汽車的振動(dòng)問題的，特別是我國(guó)汽車工業(yè)和發(fā)達(dá)國(guó)家差距還很大，隨著我國(guó)道路條件的改善和車速的提高，汽車的振動(dòng)問題將會(huì)越來越突出，是提高產(chǎn)品質(zhì)量和競(jìng)爭(zhēng)能力所必需解決的問題之一。 傳動(dòng)軸振動(dòng)問題研究起步較早，理論分析模型較為完善，尤其在國(guó)外，傳動(dòng)軸技術(shù)己相當(dāng)成熟，而在國(guó)內(nèi)，傳動(dòng)軸的核心技術(shù)還需相當(dāng)長(zhǎng)時(shí)間的研究才能趨于完善。實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析在傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)特性研究己經(jīng)得到廣泛應(yīng)用，通過實(shí)驗(yàn)的方法得到傳動(dòng)系的振動(dòng)頻譜，對(duì)其應(yīng)力進(jìn)行分析，此方法可簡(jiǎn)便，快速地識(shí)別結(jié)構(gòu)的固有頻率，但其精度取決于實(shí)驗(yàn)者的經(jīng)驗(yàn)和所使用測(cè)試儀器的好壞及分析程序。目前，傳動(dòng)軸的研究越來越多地采取虛擬樣機(jī)技術(shù)來進(jìn)行利用動(dòng)力學(xué)仿真軟件對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，且根據(jù)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論，分析包括汽車其他系統(tǒng)在內(nèi)的運(yùn)動(dòng)特性，得到傳動(dòng)軸甚至整車的振動(dòng)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(dòng)軸的振動(dòng)分析除了使用試驗(yàn)測(cè)量的方法以外，為了達(dá)到更加精確、省時(shí)并且有效提高傳動(dòng)軸性能的目的而廣泛使用計(jì)算機(jī)軟件進(jìn)行研究，如基于傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方面的有限元軟件和基于傳動(dòng)軸整個(gè)系統(tǒng)研究方面的虛擬樣機(jī)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(duì)象就是傳動(dòng)軸的振動(dòng)現(xiàn)象，通過ADAMS建立汽車傳動(dòng)軸的模型，并進(jìn)行傳動(dòng)軸的振動(dòng)模擬，分析傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性。運(yùn)用軟件的分析能力對(duì)汽車傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析，從而了解傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性，對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行數(shù)據(jù)計(jì)算，并分析引起振動(dòng)的原因。通分析對(duì)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)或設(shè)計(jì)進(jìn)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(dòng)軸的振動(dòng)，從而通過傳動(dòng)軸的性能，最終能夠改善傳動(dòng)軸振動(dòng)，提高傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)制造技術(shù)，提高汽車整體的穩(wěn)定性。 基于ADAMS對(duì)轎車傳動(dòng)軸進(jìn)行仿真模擬分析，首先建立轎車傳動(dòng)軸模型，利用ADAMS分析在動(dòng)不平衡的條件下傳動(dòng)軸的振動(dòng)情況。根據(jù)分析結(jié)果，改善傳動(dòng)軸振動(dòng)效率，提高設(shè)計(jì)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(lì)模擬整車在真實(shí)情況下行駛傳動(dòng)軸受到的激勵(lì)源，對(duì)傳動(dòng)軸的各個(gè)部分進(jìn)行詳細(xì)分析，并通過振動(dòng)狀態(tài)圖得出結(jié)論。在分析過傳動(dòng)軸后對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行優(yōu)化，再利用同樣的模擬實(shí)驗(yàn)，分析優(yōu)化過后的傳動(dòng)軸振動(dòng)狀態(tài)，同時(shí)比較優(yōu)化前后，得出優(yōu)化結(jié)果。 第二章 ADAMS軟件的運(yùn)用方法 2 ADAMS軟件的運(yùn)用方法 2.1 ADAMS軟件簡(jiǎn)介 ADAMS是Automatic Dynamic Analysis Of Mechanical Systems的縮寫，是由美國(guó)MDI公司開發(fā)的機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)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(jī)械、工程機(jī)械等領(lǐng)域。 虛擬樣機(jī)技術(shù)主要是指在產(chǎn)品設(shè)計(jì)開發(fā)過程中，將分散的零部件設(shè)計(jì)和分析技術(shù)揉和在一起，在計(jì)算機(jī)上創(chuàng)建出產(chǎn)品的整體的虛擬模型，并針對(duì)該產(chǎn)品進(jìn)行在投入使用后的各種工況進(jìn)行仿真分析，從而預(yù)測(cè)產(chǎn)品的整體性能，改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計(jì)質(zhì)量、提高產(chǎn)品性能的一種新技術(shù)。 ADAMS是進(jìn)行仿真與分析，進(jìn)行設(shè)計(jì)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(jì)產(chǎn)品，還能模擬其在真實(shí)環(huán)境中的工作狀態(tài)，并依此進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和修改。對(duì)于單一的制圖軟件，ADAMS可以把設(shè)計(jì)放在可視化的環(huán)境中，進(jìn)行更加主觀的設(shè)計(jì)。 ADAMS軟件由眾多的模塊組成，在ADAMS/View模塊中，可以建立運(yùn)動(dòng)模型，能夠進(jìn)行仿真模擬；ADAMS/Solver是求解的模塊，在模擬完成后，可以進(jìn)行多方位的力學(xué)分析，非常的直觀；ADAMS/PostProcessor是可以進(jìn)行后處理的模塊，可以對(duì)模擬得到的各種圖像進(jìn)行處理；ADAMS/Flex是處理柔性的模塊，有機(jī)的結(jié)合柔性和剛體的仿真，準(zhǔn)確的模擬機(jī)械運(yùn)動(dòng)；ADAMS/Car是汽車模塊，對(duì)于汽車的設(shè)計(jì)研發(fā)具有較大的作用，最明顯的特點(diǎn)是可以進(jìn)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(yùn)行特性；ADAMS/Vibration是頻域分析模塊，可仿真振動(dòng)并預(yù)測(cè)其帶來的危害。眾多的模塊組成了ADAMS強(qiáng)大的分析能力。 2.2 ADAMS軟件的計(jì)算方式 ADAMS軟件在分析向量力學(xué)的時(shí)候會(huì)采用牛頓-歐拉公式，再?gòu)?fù)雜一點(diǎn)會(huì)采用Newton-eular遞推法；處理多系統(tǒng)的時(shí)候會(huì)才用Roberson-wittenburg法，方便樹形統(tǒng)計(jì)。再分析力學(xué)的過程中，ADAMS會(huì)采用Lagrange方程，具體分析多種剛體的混合系統(tǒng)的計(jì)算；引用凱恩方程來解決矢量的約束力，其優(yōu)點(diǎn)是計(jì)算考慮的非常全面，常使用微分方程解析系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)；再動(dòng)力學(xué)方面，直接采用變分法，對(duì)多柔性體與剛體的混合運(yùn)算，可以精確的分析系統(tǒng)的力學(xué)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(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程。并采用了先進(jìn)高效的積分算法，包括三個(gè)變階、變步長(zhǎng)的的剛性積分程序(GSTIFF,DSTIFF,BDF)和一個(gè)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(jìn)行下列多種分析。 1.初始狀態(tài)分析(Initial condition analysis) 在仿真計(jì)算開始之前，ADAMS/Solver要求與系統(tǒng)狀態(tài)一致。對(duì)于復(fù)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(jìn)行初始狀態(tài)分析時(shí)，ADAMS/Solve將對(duì)這些初始數(shù)據(jù)庫(kù)自動(dòng)作必要的改動(dòng)，使其滿足約束條件。 2.運(yùn)動(dòng)學(xué)分析(Kinematics analysis) 通過運(yùn)動(dòng)學(xué)分析可以確定機(jī)械裝置任意一點(diǎn)的位移、速度和加速度。當(dāng)系統(tǒng)的自由度為零時(shí)，ADAMS將進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。 3.靜力學(xué)分析(Static equilibrium analysis) 可確定系統(tǒng)在沒有運(yùn)動(dòng)和慣性條件下的平靜位置和此時(shí)的相互作用力。對(duì)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(xué)分析時(shí)消除不希望的瞬態(tài)起動(dòng)效應(yīng)。因此在許多情況下，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析之前，要先進(jìn)行靜力學(xué)分析。 ADAMS軟件在求解機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)控制方程時(shí)，提供了三種強(qiáng)大變階、變步長(zhǎng)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(shí)還提供了ABAM積分程序，采用坐標(biāo)分離方法來求解獨(dú)立坐標(biāo)的微分方程。 第三章 傳動(dòng)軸的模型建立與振動(dòng)仿真分析 3 傳動(dòng)軸的模型建立與振動(dòng)仿真分析 3.1 傳動(dòng)軸的數(shù)據(jù)獲取 應(yīng)用ADAMS軟件進(jìn)行建模，本次傳動(dòng)軸做振動(dòng)模擬分析的傳動(dòng)軸采用直徑為50mm的轎車后置傳動(dòng)軸，由輸入軸、前傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸組成，而模擬所需的車速為10km/h，用此車速來模擬傳動(dòng)軸振動(dòng)，模擬是以給傳動(dòng)軸三個(gè)方向的力作為激勵(lì)來完成實(shí)驗(yàn)的。 傳動(dòng)軸的選用與校核。 本課題采用的傳動(dòng)軸直徑為50mm進(jìn)行模擬，先對(duì)傳動(dòng)軸的直徑選用進(jìn)行校核，首先計(jì)算傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，公式為 ne=1.2×108D2+d2l2(r/min) （3-1） L—傳動(dòng)軸的長(zhǎng)； D—傳動(dòng)軸的外徑； d—傳動(dòng)軸的內(nèi)徑。 在本課題中，取傳動(dòng)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(huì)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(dòng)機(jī)最大的額定轉(zhuǎn)速； ig—變速器的傳動(dòng)比； i0—主減速器的傳動(dòng)比。 根據(jù)公式（3-1）ne=1.2×108D2+d2l2，本課題的傳動(dòng)軸輸入軸L=617mm，前傳動(dòng)軸L=617mm，中間軸L=1300mm。選取當(dāng)中最長(zhǎng)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(dòng)比ig=0.8，主減速器傳動(dòng)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(dòng)軸取直徑50mm是符合本課題。 傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力得校核，選取好了直徑后進(jìn)行傳動(dòng)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(dòng)系的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TJ=Temaxig1ig0Kdη/2 N?m （3-4） Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，取值Temax=200 N?m ig1-變速器倒擋傳動(dòng)比，取值ig1=3.5 ig0-主減速器傳動(dòng)比，取值ig0=4.6 Kd-動(dòng)載荷系數(shù)，取值Kd=1 η-傳動(dòng)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(dòng)軸滿足課題要求。 傳動(dòng)軸花鍵的選用與校核 傳動(dòng)軸的花鍵校核，在汽車傳動(dòng)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(dòng)軸花鍵的齒數(shù) L-傳動(dòng)軸花鍵的有效長(zhǎng)度 本課題的花鍵的外徑D1=30mm，內(nèi)徑D2=28mm，傳動(dòng)軸花鍵的有效長(zhǎng)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(dòng)軸的選用可以符合本課題的要求。 在汽車行駛時(shí)，傳動(dòng)軸振動(dòng)激勵(lì)源的選取。 汽車外加激勵(lì)的選取。汽車傳動(dòng)軸的激勵(lì)源有很多，從內(nèi)部分析，發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)行時(shí)會(huì)給傳動(dòng)軸極大振動(dòng)影響，發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)和發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)的慣性力引起的動(dòng)不平衡造成汽車傳動(dòng)軸曲線性振動(dòng)；汽車傳動(dòng)軸不平衡運(yùn)動(dòng)也會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，傳動(dòng)軸在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，自身的運(yùn)動(dòng)軸線與傳動(dòng)軸質(zhì)心不在同一直線造成傳動(dòng)軸的振動(dòng)；從外部分析，路面的不平度也是傳動(dòng)軸振動(dòng)的原因之一，路面的不平衡對(duì)整車的平順性有直接的影響，運(yùn)行時(shí)的上下顛簸對(duì)傳動(dòng)軸具有較大的振動(dòng)影響。輪胎的減震性也是傳動(dòng)軸的振動(dòng)來源，高速的輪胎在不平路面上運(yùn)動(dòng)引起傳動(dòng)軸的振動(dòng)。 通過分析傳動(dòng)軸的振動(dòng)激勵(lì)源，本課題將在傳動(dòng)軸的三個(gè)方向增加模擬激勵(lì)來實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸的振動(dòng)仿真。在X方向模擬給予500N的力作為激勵(lì)，用step(time,2,0,3,500)的時(shí)間變化力來模擬X方向的振動(dòng)，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(dòng)，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(dòng)機(jī)的振動(dòng)，趨向于正弦振動(dòng)的真實(shí)狀態(tài)，所用力的公式為500sin(time)。如圖3所示。 圖3傳動(dòng)軸外加激勵(lì)表 3.2 傳動(dòng)軸的模型建立 打開ADAMS/View，依據(jù)數(shù)據(jù)進(jìn)行傳動(dòng)軸的模型建立，首先建立輸入軸，再建立前傳動(dòng)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(dòng)軸和中間軸之間添加移動(dòng)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(dòng)軸建模圖 在ADAMS/view環(huán)境中，給傳動(dòng)軸的三個(gè)方向激勵(lì)，模擬汽車在行駛過程中所受到的激勵(lì)源，分析振動(dòng)特性。 圖3-2傳動(dòng)軸模型 各個(gè)模塊之間通過連接件準(zhǔn)確的連接，并添加運(yùn)動(dòng)副，如圖3-2所示，輸入軸、前傳動(dòng)軸和中間軸相匹配。在輸入軸前段添加運(yùn)動(dòng)也就是轉(zhuǎn)速，通過各個(gè)傳動(dòng)軸傳遞動(dòng)力到差速器。再在傳動(dòng)軸上添加外加激勵(lì)，以方便進(jìn)行振動(dòng)分析。 3.3 傳動(dòng)軸的振動(dòng)仿真分析 汽車是一個(gè)多自由度的振動(dòng)體，并且要受到各種激振源的作用而發(fā)生振動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)就是產(chǎn)生振動(dòng)的主要振源之一。汽車行駛時(shí)由于道路不平，氣缸內(nèi)的燃?xì)鈮毫瓦\(yùn)動(dòng)件產(chǎn)生的不平衡慣性力因周期性變化，都會(huì)使曲軸系統(tǒng)和發(fā)動(dòng)機(jī)整體產(chǎn)生振動(dòng)。 使汽車以40km/h的速度行駛，傳動(dòng)軸運(yùn)行如圖3-3所示。 圖3-3傳動(dòng)軸模擬運(yùn)行狀態(tài) 模擬如圖3-3傳動(dòng)軸模擬運(yùn)行狀態(tài)，傳動(dòng)軸運(yùn)行大約10秒，整個(gè)運(yùn)動(dòng)為50幅，模擬過程結(jié)束后可進(jìn)入后處理應(yīng)用，找到傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)的數(shù)據(jù)分析。得到傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性圖進(jìn)行以下的分析。 3.3.1 輸入軸的振動(dòng)分析 首先是輸入軸的振動(dòng)，輸入軸靠近發(fā)動(dòng)機(jī)，在傳動(dòng)過程中振動(dòng)屬于較為劇烈的部位，且振動(dòng)較為明顯。 圖3-4輸入軸X方向振動(dòng)特性曲線 傳動(dòng)軸的狀態(tài)如圖3-4所示，輸入軸X方向的振動(dòng)特性非常的明顯，振動(dòng)的波動(dòng)幅度最大為1.0E-009 mm/s2，X方向的激勵(lì)主要來源與路面的激勵(lì)，路面的凹凸不平度造成了比較明顯的振動(dòng)，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(huì)導(dǎo)致劇烈的振動(dòng)。通過圖3-4可以分析出，傳動(dòng)軸的剛開始的振動(dòng)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(dòng)激勵(lì)源是通過時(shí)間變量來模擬的，模擬汽車從啟動(dòng)到在路面運(yùn)行。 輸入軸Y方向的振動(dòng)波動(dòng)如圖3-5所示，整個(gè)的Y方向的振動(dòng)幅度為0.018 mm/s2，且頻率為0.308Hz。Y方向激勵(lì)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(dòng)軸振動(dòng)的一個(gè)主要振動(dòng)激勵(lì)源，路面的不平衡導(dǎo)致輪胎在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)左右兩段不在同一水平線，并且還會(huì)隨時(shí)改變車輪軸的軸線。同時(shí)，傳動(dòng)軸自身的高速旋轉(zhuǎn)也會(huì)產(chǎn)生軸線與質(zhì)心不重合，導(dǎo)致傳動(dòng)軸產(chǎn)生振動(dòng)，這樣的振動(dòng)也是不可避免的。 圖3-5輸入軸Y方向振動(dòng)特性曲線 輸入軸Z方向的振動(dòng)特性與Y方向相似，模擬激勵(lì)是采用正弦變化曲線來模擬真實(shí)的激勵(lì)源，輸入軸Z方向振動(dòng)的最大來源是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)和慣性力的不平衡導(dǎo)致傳動(dòng)軸的劇烈振動(dòng)，這樣的振動(dòng)大體上是遵循曲線變化規(guī)律的，所以使用的激勵(lì)是較為準(zhǔn)確的。如圖3-6所示，輸入軸振動(dòng)最大幅度為0.019 mm/s2、頻率為0.308Hz，傳動(dòng)軸的自身旋轉(zhuǎn)造成的振動(dòng)也是輸入軸Z方向振動(dòng)的激勵(lì)源。 圖3-6輸入軸Z方向振動(dòng)特性曲線 三個(gè)方向的振動(dòng)情況是不一樣的，每個(gè)方向都有自己的振動(dòng)特性，通過比較分析，輸入軸在X方向上的振動(dòng)比在Y方向與Z方向的振動(dòng)要平緩一點(diǎn)。汽車在行駛過程中，路面的好壞對(duì)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(dòng)，傳動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)軸線與質(zhì)心不重合和發(fā)動(dòng)機(jī)也是傳動(dòng)軸振動(dòng)的主要來源。 圖3-7輸入軸振動(dòng)特性曲線 圖3-7表示為三個(gè)方向上的在空間的振動(dòng)數(shù)據(jù)，公式為a=X2+Y2+Z 2。振動(dòng)幅度最大為0.02025 mm/s2，是對(duì)于傳動(dòng)軸空間三個(gè)方向的振動(dòng)特性的集中表現(xiàn)，通過三個(gè)方向的激勵(lì)模擬發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)、路面的不平衡、輪胎的這振動(dòng)以及傳動(dòng)軸自身的振動(dòng)，可以得出輸入軸在空間的振動(dòng)是不平衡的，直接影響汽車的平順性和運(yùn)行的舒適性。 3.3.2 前傳動(dòng)軸的振動(dòng)分析 輸入軸傳遞動(dòng)力到前傳動(dòng)軸，前傳動(dòng)軸的振動(dòng)與輸入軸的振動(dòng)特性是不相同的。 圖3-8前傳動(dòng)軸X方向振動(dòng)特性曲線 從發(fā)動(dòng)機(jī)到變速器連接的輸入軸，對(duì)于軸的影響很大，前傳動(dòng)軸連接輸入軸，振動(dòng)特性如圖3-8所示，前傳動(dòng)軸的振動(dòng)幅度比較之前的輸入軸要大很多，振動(dòng)最大幅度為125 mm/s2，但是振動(dòng)隨之減小，前傳動(dòng)軸位于輸入軸與中間軸之間，在X方向的振動(dòng)易受到兩軸的干擾，波動(dòng)變化也具有滯后性，扭曲程度較大，所以，路面激勵(lì)造成的振動(dòng)波動(dòng)較大，而且由于激勵(lì)和結(jié)構(gòu)位置復(fù)雜導(dǎo)致了前傳動(dòng)軸X方向的振動(dòng)特性較為復(fù)雜。 前傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性不是很明顯，如圖3-9，整個(gè)前傳動(dòng)軸在這個(gè)方向的振動(dòng)變化較大，振動(dòng)最大幅度為26000mm/s2。在Y方向原有的激勵(lì)源是輪胎高速旋轉(zhuǎn)造成的軸線不在水平線造成的振動(dòng)，傳動(dòng)軸的質(zhì)心與軸線不重合導(dǎo)致的自身振動(dòng)。 圖3-9前傳動(dòng)軸Y方向振動(dòng)特性曲線 通過分析圖3-10，振動(dòng)特性一開始是非常突出的，振動(dòng)最大幅度為700mm/s2，在Z方向的激勵(lì)源是發(fā)動(dòng)機(jī)的慣性力與曲軸的振動(dòng)不平衡導(dǎo)致的，剛啟動(dòng)的發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)對(duì)于前傳動(dòng)軸的振動(dòng)影響大，前傳動(dòng)軸彎曲曲線較大，剛啟動(dòng)的時(shí)候慣性較大，引起的振動(dòng)幅度大，待傳動(dòng)軸運(yùn)行平穩(wěn)后振動(dòng)變得隨正弦曲線的運(yùn)動(dòng)，傳動(dòng)軸自身的旋轉(zhuǎn)引起的振動(dòng)影響了由發(fā)動(dòng)機(jī)引起的曲線振動(dòng)。 圖3-10前傳動(dòng)軸Z方向振動(dòng)特性曲線 在三個(gè)方向上振動(dòng)模擬，在X方向與Y方向的振動(dòng)不是很大，由于前傳動(dòng)軸位于中間位置，從結(jié)構(gòu)上看，在受到X方向上的振動(dòng)和Y方向上的振動(dòng)激勵(lì)時(shí)，傳動(dòng)軸的振動(dòng)是很小的，但在Z方向上，受到發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)影響是不可避免的。 圖3-11前傳動(dòng)軸振動(dòng)特性曲線 如圖3-11所示，前傳動(dòng)軸在剛開始振動(dòng)的幅度非常大，振動(dòng)最大幅度為27000mm/s2，傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)過程中，振動(dòng)越漸平緩，其中大部分原因是前傳動(dòng)軸的位置在結(jié)構(gòu)銜接處，振動(dòng)不易被引起，但是一經(jīng)引起振動(dòng)，那么振動(dòng)幅度將會(huì)非常的巨大，在運(yùn)動(dòng)過程中處于底盤，極易造成碰撞和刮碰，非常的危險(xiǎn)。所以在傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)中前傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)應(yīng)該加大剛度與強(qiáng)度，使其不易變形和損壞，并減其質(zhì)量利用高強(qiáng)度的材料，有效降低振動(dòng)和變形損壞。 3.3.3 中間軸的振動(dòng)分析 中間軸在結(jié)構(gòu)上位于傳動(dòng)軸后面，連接差速器與前傳動(dòng)軸振動(dòng)與前兩軸不同，有明顯的傳動(dòng)特點(diǎn)。 圖2-12中間軸X方向振動(dòng)特性曲線 中間軸的特點(diǎn)是連接前傳動(dòng)軸與差速器，其振動(dòng)特點(diǎn)如圖3-12所示，振動(dòng)最大幅度為11mm/s2，圖中的中間軸X方向振動(dòng)沒有太大的突出幅度，只是在剛開始的振動(dòng)有劇變，因?yàn)閹?dòng)差速器的啟動(dòng)遇到的扭轉(zhuǎn)阻力，引起振動(dòng)波動(dòng)。中間軸位置靠后，差速器和銜接的車輪對(duì)于它的振動(dòng)影響較大，中間軸的振動(dòng)特性在X軸方向振動(dòng)幅度平緩。在X方向上的振動(dòng)原因是發(fā)動(dòng)機(jī)的不平衡激勵(lì)以及不平路面造成的機(jī)械緩沖。由于中間軸離發(fā)動(dòng)機(jī)較遠(yuǎn)，所以發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)影響沒有輪胎傳遞的振動(dòng)影響大。 對(duì)于Y軸方向的振動(dòng)，在圖3-13所示，中間軸的振動(dòng)比較平緩，振動(dòng)最大幅度為10000mm/s2。中間軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)決定了所受的振動(dòng)在Y方向是比較小，通常在這個(gè)方向的激勵(lì)源是左右輪胎的軸線不在水平線的位置還會(huì)經(jīng)常改變角度以及傳動(dòng)軸自身的振動(dòng)，但是通過前傳動(dòng)軸與差速器的空間減緩，到中間軸Y軸的振動(dòng)特性就很微弱了。 圖3-13中間軸Y方向振動(dòng)特性曲線 如圖3-14所示，在中間軸Z方向振動(dòng)的特性波動(dòng)性大，振動(dòng)幅度變化劇烈，振動(dòng)最大幅度為275mm/s2。所受機(jī)械振動(dòng)的影響較大，在Z方向的振動(dòng)是發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸振動(dòng)和運(yùn)動(dòng)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(dòng)對(duì)于機(jī)械振動(dòng)的干擾，振動(dòng)機(jī)械波不遵循曲線的波動(dòng)性，正是兩個(gè)激勵(lì)源的相互干擾造成的，中間軸Z方向的振動(dòng)啟動(dòng)時(shí)是有一個(gè)大的波動(dòng)，傳動(dòng)軸啟動(dòng)慣性力是非常大的，所以造成的振動(dòng)幅度有一個(gè)突變。 圖3-14中間軸Z方向振動(dòng)特性曲線 中間傳動(dòng)軸在X方向與Z方向的傳動(dòng)振動(dòng)比較Y方向的明顯，在汽車行駛過程中，中間傳動(dòng)軸的振動(dòng)主要在于X方向與Z方向中，在傳動(dòng)軸運(yùn)行過程中，中間傳動(dòng)軸后接差速器在振動(dòng)中，受路面的高低不平衡度的影響很大，在傳輸動(dòng)力與扭矩時(shí)受到路面阻力的波動(dòng)影響，使得中間軸在X方向與Z方向的振動(dòng)明顯。中間軸的空間振動(dòng)如圖3-15所示，振動(dòng)最大幅度為10000mm/s2，基本上是趨于平緩的。 圖3-15中間軸振動(dòng)特性曲線 3.4 傳動(dòng)軸優(yōu)化分析 在以上本課題的模擬得出的振動(dòng)特性曲線，整體傳動(dòng)軸的振動(dòng)是不可避免的，外在的激勵(lì)也不會(huì)無辜消失，這就影響了傳動(dòng)軸的傳遞扭矩與動(dòng)力的性能，傳動(dòng)軸的振動(dòng)幅度最大達(dá)到27000mm/s2，影響汽車的安全行駛，在本課題中將對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行優(yōu)化，使汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)對(duì)整車的影響降到最低。 通過對(duì)傳動(dòng)軸的振動(dòng)模擬，清楚的觀察出傳動(dòng)軸振動(dòng)特性曲線，傳動(dòng)軸的振動(dòng)在汽車行駛過程中存在安全隱患。所以，通過對(duì)傳動(dòng)軸的振動(dòng)分析，將進(jìn)行簡(jiǎn)單的優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化傳動(dòng)軸的方法有很多種，可以通過傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)、材料以及設(shè)計(jì)等。此次則通過加強(qiáng)連接件剛度，來實(shí)現(xiàn)優(yōu)化傳動(dòng)軸，對(duì)原先的剛度加強(qiáng)一倍進(jìn)行模擬。 優(yōu)化后的振動(dòng)分析： 圖3-16傳動(dòng)軸花鍵 對(duì)于傳動(dòng)軸的優(yōu)化，在結(jié)構(gòu)上本課題就是對(duì)傳動(dòng)軸的連接件進(jìn)行剛度的加強(qiáng)，如圖3-16傳動(dòng)軸花鍵的加強(qiáng)，有利于傳動(dòng)軸整個(gè)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化并能加強(qiáng)傳動(dòng)軸間的連接剛度，有效的減少傳動(dòng)軸本身的結(jié)構(gòu)變化導(dǎo)致的變形，還能降低傳動(dòng)軸自身的振動(dòng)。 在輸入軸與前傳動(dòng)軸之間的連接件也是加強(qiáng)的的部件，軸與軸之間的連接剛度的加強(qiáng)，對(duì)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)加強(qiáng)有很大的幫助，將傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)軸線與傳動(dòng)軸的質(zhì)心重合，且不易改變。減少傳動(dòng)軸的本身高速旋轉(zhuǎn)時(shí)旋轉(zhuǎn)軸線與質(zhì)心不重合造成的振動(dòng)，是優(yōu)化傳動(dòng)軸很好的方案，本課題也是利用這一點(diǎn)進(jìn)行汽車傳動(dòng)軸的優(yōu)化，并進(jìn)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(jìn)行仿真模擬，外加的激勵(lì)也和未優(yōu)化前的模擬激勵(lì)源一樣，保證優(yōu)化模擬的可比性，仿真模擬得到的振動(dòng)特性圖如下所示。 圖3-17輸入軸X方向振動(dòng)特性曲線 優(yōu)化過后的傳動(dòng)軸輸入軸的X方向振動(dòng)如圖3-17所示，在與未優(yōu)化前的輸入軸振動(dòng)特性相比，振動(dòng)幅度最大為1.6E-009 mm/s2，振動(dòng)頻率也變得小了些，整體的振動(dòng)特性趨勢(shì)是沒有什么明顯的變化。 如圖3-18所示，優(yōu)化過后的振動(dòng)特性與沒有優(yōu)化的Y方向的振動(dòng)幾乎沒有改變，振動(dòng)幅度最大為0.019 mm/s2，頻率為0.308Hz。模擬的振動(dòng)特性幾乎一樣的，此項(xiàng)優(yōu)化對(duì)于輸入軸Y方向振動(dòng)沒有影響。 圖3-18輸入軸Y方向振動(dòng)特性曲線 如圖3-19所示，同樣優(yōu)化后的Z方向振動(dòng)與先前的振動(dòng)特性大體上是一樣的，振動(dòng)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(dòng)都沒有多少變化。Z軸上的主要激勵(lì)源是發(fā)動(dòng)機(jī)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(qiáng)不能有效的減少傳動(dòng)軸振動(dòng)。 圖3-19輸入軸Z方向振動(dòng)特性曲線 跟未優(yōu)化前的傳動(dòng)軸的輸入軸振動(dòng)模擬相比，三個(gè)方向的振動(dòng)變化不是很明顯，但是在空間的振動(dòng)頻率降低了，高峰值的振動(dòng)減少了大約10%左右，振動(dòng)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(dòng)未有改變，在空間的變化是顯而易見的，如圖3-20所示，傳動(dòng)軸在空間的振動(dòng)是有降低的，振動(dòng)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(dòng)的突變量也是減緩的，對(duì)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(dòng)降低也能總體上影響傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性。 圖3-20輸入軸振動(dòng)特性曲線 3.4.2 前傳動(dòng)軸優(yōu)化分析 前傳動(dòng)軸的振動(dòng)如圖3-21前所示，在X方向上前傳動(dòng)軸的振動(dòng)是平緩的，振動(dòng)幅度最大為125mm/s2，相比于未優(yōu)化前的前傳動(dòng)軸X方向的振動(dòng)有了明顯的改善，因?yàn)樵谇皞鲃?dòng)軸的兩端都加強(qiáng)了連接件的剛度，不僅能在傳動(dòng)軸高速旋轉(zhuǎn)時(shí)減少傳動(dòng)軸彎曲變形，保證傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)軸線與質(zhì)心在同一線上，平緩的曲線表示汽車在剛啟動(dòng)的時(shí)候，由于剛度的加強(qiáng)，汽車剛啟動(dòng)時(shí)突變的振動(dòng)減少。 圖3-21前傳動(dòng)軸X方向振動(dòng)特性曲線 在前傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性曲線上，如圖3-22所示，曲線趨于平緩，振動(dòng)幅度最大為7.5mm/s2，沒有突出的波動(dòng)幅度，相比于未優(yōu)化前的傳動(dòng)軸Y方向的振動(dòng)，有了較大的改變，傳動(dòng)軸的振動(dòng)顯示幾乎沒有。比較與先前的振動(dòng)特性，優(yōu)化的效果是有的，能說明優(yōu)化在前傳動(dòng)軸Y方向是可行的。 圖3-22前傳動(dòng)軸Y方向振動(dòng)特性曲線 在Z方向上的振動(dòng)，圖3-23所示前傳動(dòng)軸Z方向振動(dòng)明顯的比還沒有改進(jìn)前的平緩，振動(dòng)幅度最大為165mm/s2。在未優(yōu)化前，前傳動(dòng)軸Z方向振動(dòng)是非常的明顯，雖然振動(dòng)幅度不大，但是振動(dòng)的曲線是波動(dòng)曲線，振動(dòng)結(jié)果也是突出的。加強(qiáng)結(jié)構(gòu)剛度，對(duì)于在傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)之間的前傳動(dòng)軸提高的減少振動(dòng)能力是非常有效的，限制傳動(dòng)軸形變，還提高傳動(dòng)軸的傳遞扭矩和動(dòng)力的能力。 圖3-23前傳動(dòng)軸Z方向振動(dòng)特性曲線 前傳動(dòng)軸在空間的振動(dòng)是比較平緩的，優(yōu)化后的前傳動(dòng)軸振動(dòng)在各個(gè)方向是有差別的，在個(gè)別方向上是有好的減緩振動(dòng)的效果，改進(jìn)后的前傳動(dòng)軸，振動(dòng)明顯減少，在X方向與Y方向比未改進(jìn)前都沒有明顯的振動(dòng)，但Z軸的振動(dòng)有很大程度的減少。圖3-24前傳動(dòng)軸振動(dòng)表示的振動(dòng)特性是平緩的與未優(yōu)化前是一樣的，振動(dòng)幅度最大為210mm/s2，振動(dòng)趨勢(shì)是比較平緩，在減少傳動(dòng)軸某個(gè)方向出現(xiàn)大的振動(dòng)波動(dòng)是有效的，使前傳動(dòng)軸耐久性增強(qiáng)。 圖3-24前傳動(dòng)軸振動(dòng)特性曲線 3.4.3 中間軸優(yōu)化分析 中間軸在傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)比較，振動(dòng)幅度最大為2.5mm/s2，在平穩(wěn)運(yùn)行后就更加的平緩。在中間軸X方向的激勵(lì)源是路面的不平度影響了汽車的穩(wěn)定，導(dǎo)致傳動(dòng)軸的X方向波動(dòng)阻力增大，形成振動(dòng)，通過優(yōu)化，減少傳動(dòng)軸的X方向振動(dòng)。 圖3-25中間軸X方向振動(dòng)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(dòng)是相似的，振動(dòng)幅度最大為3.24mm/s2，光是加強(qiáng)連接件的剛度是不能明顯改變中間軸Y方向的振動(dòng)特性的，通過其他方式或能夠減少傳動(dòng)軸的振動(dòng)，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(dòng)特性曲線 中間軸在Z方向的振動(dòng)，汽車啟動(dòng)時(shí)的振動(dòng)幅度是極大的，在優(yōu)化過后，如圖3-27所示，中間軸的振動(dòng)是非常平穩(wěn)的，振動(dòng)幅度最大為65mm/s2，啟動(dòng)時(shí)的波動(dòng)相比先前的也小了許多，在Z方向的振動(dòng)，經(jīng)過輸入軸及前傳動(dòng)軸的剛度加強(qiáng)，削弱了原先的振動(dòng)特性曲線，中間軸的振動(dòng)明顯改善改善。 圖3-27中間軸Z方向振動(dòng)特性曲線 如圖3-28所示，比較沒有改進(jìn)前的啟動(dòng)波動(dòng)幅度，在改進(jìn)后幅度大大減小，振動(dòng)幅度最大為67mm/s2。中間軸的振動(dòng)有較好的改變，在X方向和Z方向的振動(dòng)都趨于平穩(wěn)，而Y方向的振動(dòng)變化不是很大，但是整體的振動(dòng)得到良好改善。 圖3-28中間軸振動(dòng)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(dòng)軸是后置后驅(qū)的轎車傳動(dòng)軸，結(jié)構(gòu)是又輸入軸、前傳動(dòng)軸、中間軸以及花鍵組成。汽車傳動(dòng)軸連接動(dòng)力，傳遞扭矩和動(dòng)力，在輸出與輸入間搭建橋梁，在惡劣的環(huán)境中高負(fù)荷運(yùn)行，除了會(huì)因疲勞失去耐久性，傳動(dòng)軸的振動(dòng)也危害汽車安全。 傳動(dòng)軸作為汽車傳動(dòng)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(diǎn)使其振動(dòng)頻率較低、剛度小，萬向節(jié)附加力矩的存在等，傳動(dòng)軸高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不可避免地存在振動(dòng)現(xiàn)象，對(duì)整車的平順性、舒適性能和動(dòng)力性能有著重要影響，因此對(duì)傳動(dòng)軸總成的振動(dòng)分析研究具有重要的意義。 引起汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)的原因，是由很多方面造成的。傳動(dòng)軸在運(yùn)行時(shí)會(huì)受到發(fā)動(dòng)機(jī)的影響，發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)和發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)的慣性力引起的動(dòng)不平衡造成汽車傳動(dòng)軸曲線性振動(dòng)。路面的不平度也是傳動(dòng)軸振動(dòng)的原因，路面的不平衡對(duì)整車的平順性有直接的影響，汽車行駛時(shí)的上下顛簸對(duì)傳動(dòng)軸具有較大的振動(dòng)影響。輪胎的減震性也是傳動(dòng)軸的振動(dòng)來源，高速的輪胎在不平路面上運(yùn)動(dòng)，自身的彈跳會(huì)引起傳動(dòng)軸的振動(dòng)。汽車傳動(dòng)軸的自身也會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，傳動(dòng)軸在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，自身的運(yùn)動(dòng)軸線與傳動(dòng)軸質(zhì)心不在同一直線造成傳動(dòng)軸的振動(dòng)。 本課題運(yùn)用ADAMS在ADAMS/View平臺(tái)建立了汽車傳動(dòng)軸動(dòng)力學(xué)模型，并在動(dòng)平衡激勵(lì)條件下，對(duì)模型進(jìn)行了仿真分析，在三個(gè)方向?qū)鲃?dòng)軸進(jìn)行激勵(lì)模擬汽車運(yùn)行時(shí)傳動(dòng)軸受到的振動(dòng)激勵(lì)。根據(jù)振動(dòng)的特性曲線圖，分析出汽車傳動(dòng)軸的各個(gè)部分存在振動(dòng)，不同振動(dòng)激勵(lì)源最終在傳動(dòng)軸成了合成振動(dòng)，模擬振動(dòng)的結(jié)果符合預(yù)期，并分析了傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性，造成傳動(dòng)軸振動(dòng)原因。 經(jīng)過模擬傳動(dòng)軸的振動(dòng)，分析了振動(dòng)特性，本課題還對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行了優(yōu)化，利用優(yōu)化來減少振動(dòng)。課題采用的是加強(qiáng)傳動(dòng)軸連接件剛度的優(yōu)化方案，通過加強(qiáng)剛度設(shè)計(jì)，并對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行同等條件下的振動(dòng)模擬分析，經(jīng)過兩種振動(dòng)結(jié)果的對(duì)比，分析出加強(qiáng)剛度的優(yōu)化方案可在一定程度上優(yōu)化傳動(dòng)軸，可以有效的減少傳動(dòng)軸的振動(dòng)，大大減小振動(dòng)的波動(dòng)幅度，優(yōu)化方案是有效的。 本課題通過對(duì)單根傳動(dòng)軸的振動(dòng)分析來研究傳動(dòng)軸的振動(dòng)情況，并對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得出外在激勵(lì)對(duì)傳動(dòng)軸振動(dòng)的影響規(guī)律，合理的優(yōu)化設(shè)計(jì)，豐富了傳動(dòng)軸系統(tǒng)振動(dòng)研究的內(nèi)容。但普遍認(rèn)為傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)是一個(gè)復(fù)雜、涉及知識(shí)廣泛的研究課題，由于時(shí)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(jìn)一步完善問題。 傳動(dòng)軸的振動(dòng)危害是顯而易見的，振動(dòng)不僅能造成傳動(dòng)軸的損壞，還能影響汽車整體的平順性、舒適性以及運(yùn)行的穩(wěn)定性。傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)不止與傳動(dòng)軸本身的結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)等有關(guān)系，其他如發(fā)動(dòng)機(jī)、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(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)入手，考慮以上因素綜合研究傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)對(duì)整車振動(dòng)的影響。對(duì)于汽車傳動(dòng)軸的優(yōu)化現(xiàn)在的選擇有很多，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上的優(yōu)化、傳動(dòng)軸材料的研發(fā)、零部件的革新都是能夠有效解決傳動(dòng)軸振動(dòng)問題，在此我們也希望傳動(dòng)軸的發(fā)展會(huì)越來越好。 參考文獻(xiàn) 參考文獻(xiàn) [1] 劉同富,張寶,宋加偉,齊佩欣. 基于ADAMS的汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)現(xiàn)象仿真分析[J]. 輕型汽車技術(shù),2014,23(5). 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[17]雷玉蓮. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的汽車傳動(dòng)軸振動(dòng)研究[D].重慶大學(xué),2013. 致謝 致 謝 本課題是在我的指導(dǎo)老師智淑亞老師的監(jiān)督與指導(dǎo)下完成的，她對(duì)于我的幫助是巨大的，用科學(xué)的態(tài)度和嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)方式，指導(dǎo)我從選擇課題到最終的完成?；贏DAMS軟件的運(yùn)用到后來的仿真，離不開智老師的指導(dǎo)和同學(xué)們的幫助，智老師不僅給予我很多的幫助，還啟發(fā)了我對(duì)于創(chuàng)新的靈感，在本課題的論文修改中，狄凡與英明同學(xué)給予我很大的幫助，在軟件運(yùn)用也給了我很多建設(shè)性意見。在本課題的研究中，我體會(huì)了互相學(xué)習(xí)的樂趣與被老師關(guān)懷的感動(dòng)。 在設(shè)計(jì)的過程中，我也遇到了比較大的困難，如果沒有同學(xué)們和智老師的幫助和指導(dǎo)，我會(huì)很難完成自己的課題研究，我要感謝智老師給予我的指導(dǎo)和不懈的支持，還要感謝在做畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中與各位同學(xué)的相互探討與學(xué)習(xí)，通過不停的查閱資料以及不懂就問的謙虛心理，積極主動(dòng)的尋求幫助，最終解決了這些困難和問題。在老師和同學(xué)的幫助下，為我提供了很多有價(jià)值的參考文獻(xiàn)及重點(diǎn)專業(yè)知識(shí)，正是他們?cè)趯W(xué)習(xí)中給我的幫助，有了她們的鼓勵(lì)，我才能堅(jiān)持下來，在此向智老師和同學(xué)們致以誠(chéng)摯的謝意。 在最后，我要感謝輔導(dǎo)員和我的室友們，是他們陪我度過了青春最美妙的四年時(shí)光。 謝謝。 30