【摘要】：針對車輛、船舶等動力總成系統整體外部振動和內部軸系扭轉振動,進行了理論分析、仿真分析及試驗研究。建立了多向激勵作用的、多隔振支承的、彈性基礎支撐的隔振系統動力學模型,以子系統導納矩陣及整體綜合法分析了彈性基礎系統動態(tài)傳遞特性,研究了不同組合形式激勵作用、基礎各向響應功率流傳遞特性;依據工程實際情況,對振源機器剛體模態(tài)進行了解耦分析,并針對工程不規(guī)則結構基礎隔振系統,發(fā)展了以有限元仿真與功率流結合研究系統振動特性的嶄新方法,使得功率流理論在工程實際中的應用不再局限于規(guī)則基礎;從能量角度探討了曲軸扭轉振動特性,分別得到了傳統軸盤模型和考慮連接軸分布質量參數特性軸盤模型的扭振功率流傳遞特性,并分析了多種結構參數變化對扭振能量傳遞特性的影響;搭建了隔振系統試驗臺架,進行了輸入系統及基礎功率流、加速度導納與傳遞率、結構模態(tài)及阻尼測試。具體內容如下;對等截面歐拉梁進行微元受力分析,得到了等圓截面直桿、軸、梁的縱向速度導納、扭轉角速度導納及彎曲速度等多維導納;建立了多向力及力矩作用的、多隔振器的、梁基礎振動隔離系統動力學模型,通過將整體拆解為子系統并求取導納矩陣推導了輸入系統及基礎功率流表達式,結合數值仿真,分析了復雜激勵及垂向力、側向力和橫向力矩各單一激勵作用下的系統功率流傳遞特性,并分析了基礎各向振動波所攜帶振動能量分布。有限元仿真中著重于基礎彎曲模態(tài)與隔振器多維共振模態(tài),將仿真結果與理論計算結果進行對比。表明:振源機器剛體模態(tài)是引發(fā)低頻域振動能量傳遞加劇的主要原因;基礎彈性模態(tài)是引發(fā)振動功率流在中高頻段明顯上升的原因,其中橫向彎曲共振的影響尤為強烈;不同組合形式的激勵引發(fā)的振動能量傳遞強度不同,其中橫向力矩引起的振動能量傳遞幾乎與復雜激勵相同;基礎的各向振動所攜帶的振動能量不同,其中橫向彎曲波形式傳遞的能量最多,彎曲波更容易向周圍輻射噪聲;基礎剛度越高越能阻礙振動能量向基礎的傳遞。建立了動力總成懸置系統運動力學模型,并從理論上計算出動力總成六自由度固有頻率,確定了主要振動模態(tài)及其工程解耦條件,研究了懸置位置及剛度對耦合剛體模態(tài)頻率的影響規(guī)律;基于理論推導對某重型貨車的動力總成懸置系統進行了設計。運用有限元分析與振動功率流計算結合的方法,對工程中不規(guī)則的復雜彈性基礎懸置系統的振動傳遞特性進行了研究。表明:動力總成懸置系統設計階段應盡量保證六自由度固有頻率數值間隔大于1Hz,并使其小于(?)分之一的發(fā)動機最低怠速激勵頻率;由不平衡旋轉力矩引起的動力總成橫搖振動是影響系統怠速隔振性能的主要因素,應通過合理布置支承使其最大程度解耦;以有限元法和功率流理論相結合,得到工程復雜基礎隔振系統功率流傳遞特性,表明基礎彈性特性在總體系統振動傳輸中起關鍵作用,此方法將功率流理論的應用范圍從簡化的規(guī)則基礎發(fā)展到了工程中任意不規(guī)則基礎。建立了曲軸系統近似軸盤模型,其中包括將軸頸簡化為無質量只有扭轉剛度的連接軸和考慮分布質量參數特性的連接軸,建立了系統力矩與角速度傳遞方程,推導了輸入曲軸系統及右端飛輪的扭轉功率流,分析了扭轉力矩激勵下曲軸系統扭振能量傳遞特性;研究了軸頸阻尼變化的影響,并探討了扭轉減振器增減轉動慣量對系統扭振功率流共振峰位置及量值的影響;對軸盤模型進行有限元模態(tài)仿真分析,并與理論計算結果進行比對。表明:整個曲軸系統的扭轉共振模態(tài)是引起扭振功率流傳遞加劇的主要原因;連接軸自身扭轉彈性模態(tài)是激發(fā)系統高頻扭振功率流出現突出峰值的原因;增大軸頸阻尼可使扭振功率流波峰變緩,但會小幅度提高其它頻段的功率流傳遞;增大扭轉減振器轉動慣量,曲線共振峰的位置向左偏移,在整個分析頻率范圍內,功率流傳遞均有所減弱。對兩端固定等長矩形截面歐拉梁基礎的單層隔振系統進行了功率流傳遞測試、加速度導納和傳遞率測量、梁和系統整體模態(tài)試驗及結構阻尼系數測量。將部分結果與理論分析進行對比,表明:由于隔振器的隔振作用,傳入基礎的振動能量比輸入系統的明顯減少,且隨著激振頻率的增高,振動能量呈下降趨勢;輸入基礎的振動能量曲線因基礎的彈性模態(tài)被激發(fā)而出現部分突出峰值;加速度傳遞率在大部分頻段內小于1;在分析頻率范圍內,柔性基礎的前五階彈性模態(tài)被激發(fā),且基礎耦合共振頻率相比基礎自身共振頻率較高,以第一階最為明顯;結構阻尼比是弱化振動傳遞共振峰的必要條件,阻尼的測量占據重要地位。測試結果基本符合理論曲線的趨勢和量值,兩者結合研究更具說服力。
【學位授予單位】：山東大學
【學位級別】：碩士
【學位授予年份】：2018
【分類號】：TH113.1
【圖文】：

服從胡克定律；滿足線彈性基本假設的微幅振動情況。逡逑２．２．１等圓截面的桿縱向振動與軸扭轉振動速度導納推導逡逑桿的兩種振動微元受力情況（以扭轉振動為例）如圖２－１所示。逡逑（Ｆ＝邋（（邐（Ｐ逡逑工邐Ｉ邋ｄｘ邐ＧＪｐ逡逑？邐？——？邐逡逑ｌ逡逑＾逡逑７邋－ｃ－邋？邋ｒ＋Ｓ＂逡逑＾邋ｃ＾Ｏ逡逑圖２－１桿扭轉振動微元受力情況圖逡逑等圓截面直桿存在沿軸向傳播的縱向波，其自由振動的運動方程為：逡逑ｄ２ｕ邋１邋ｄ２ｕ邋ｆ邋［Ｆ］逡逑ａ？＝＾ａ＾Ｖ邋＝邋Ｖ＾Ｊ邐（）逡逑式中常數為縱向振動波在桿內沿軸向傳播的速度。五為彈性模量，ｐ為材料密逡逑度。逡逑同理，相應結構的扭轉自由振動的運動方程為：逡逑ｄ２ｅ邋８２ｅ邐［ｇ）逡逑（２－２）逡逑式中ｉ為剪切彈性波沿Ｘ軸的傳播速度，Ｇ為材料剪切模量，ｐ為材料密度。由逡逑方程類比可以看出，等圓截面直桿縱向振動與扭轉振動的方程形式是相似的，以逡逑下將以扭轉振動為例進行分析。逡逑１４逡逑

２．３．１系統動力學模型逡逑建立如圖所示的梁基礎隔振系統動力學模型，該系統根據耦合邊界分離面分逡逑為振源剛體子系統Ａ、隔振器子系統Ｂ和梁基礎子系統Ｃ，建立如圖２－３中所示逡逑的坐標系。其中隔振器為圓柱形，基礎為兩端固定的歐拉梁。逡逑ｙ邐＾振源機器ａ逡逑——Ｙ逡逑隔振器Ｂ逡逑２：＾邐／邋二邋，逡逑（ …？邐、、．．．邋■—ｒ逡逑屮邐＇梁基礎ｃ逡逑圖２－３梁基礎ｎ支承耦合隔振系統動力學模型逡逑按照能量流向分別定義各子系統輸入、輸出端并確定廣義力與速度矢量方逡逑向與變換關系，如圖２４所示。Ａ為振源機器質心到機器與隔振器耦合的界面的逡逑距離，ｑ為第�。總�隔振器距振源機器質心的向距離。逡逑Ｖｓ邐分別為振源機器質心所受力及速度響應；振源機器與隔振器逡逑耦合輸出力及速度響應矢量為Ｆａ＝［Ｆａｌ，Ｆａ２，．．．，Ｆｊ、Ｖａ＝［Ｖａｌ，Ｖａ２，．．．，ｉｆ，逡逑其中Ｋ邐，Ｖａｉ邐分別為振源機器與第ｆ?zhèn)�隔振逡逑器耦合界面的輸出力及速度響應矢量。Ｆｂｔ＝ｆＦｂｔｌ，Ｆｂｔ２，…，Ｆｂｔｎｆ、逡逑Ｖｂｔ

邐１３２５．６逡逑如圖２－５給出了多向激勵共同作用下輸入系統和輸入梁基礎的功率流曲線逡逑圖。可以看到低頻段有三個明顯波峰，這是由振源機器的剛體耦合模態(tài)引起的。逡逑關于振源機器剛體模態(tài)的計算及解耦分析將在第三章詳細討論。中高頻段內，輸逡逑入基礎的功率流曲線出現大量波峰，原因是隨著激勵頻率的增高，激發(fā)了彈性基逡逑礎的橫向彎曲振動模態(tài)，特別由第一階彎曲模態(tài)共振引起的功率流峰值最為明顯；逡逑峰值所對應的耦合共振頻率數值相比計算的非耦合頻率數值偏高。總之，輸入基逡逑礎的振動能量在分析頻率范圍內普遍增高，振動功率流出現多個峰值，峰值處甚逡逑至與輸入系統功率流量相等，不利于隔振。逡逑２５０

【參考文獻】

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1 王曉樂;孫玲玲;楊明月;高陽;;圓柱殼內隔振系統的波動模型及其振動特性[J];振動工程學報;2015年02期

2 陳樹勛;李志強;韋齊峰;;汽車發(fā)動機懸置系統的嚴格解耦與優(yōu)化設計研究[J];工程力學;2013年09期

3 胡金芳;陳無畏;葉先軍;;計及彈性支撐的汽車動力總成懸置系統解耦研究[J];中國機械工程;2012年23期

4 鄭長亮;王貴勇;畢玉華;;某四缸機曲軸扭轉振動測試與分析[J];科學技術與工程;2012年25期

5 呂端;曾東建;于曉洋;張龍平;;基于ANSYS Workbench的V8發(fā)動機曲軸有限元模態(tài)分析[J];機械設計與制造;2012年08期

6 陳超;;發(fā)動機曲軸系統扭轉振動計算方法及優(yōu)化控制[J];機械傳動;2012年02期

7 周冠南;蔣偉康;吳海軍;;基于總傳遞力最小的發(fā)動機懸置系統優(yōu)化設計[J];振動與沖擊;2008年08期

8 于學華;張家棟;;發(fā)動機曲軸系統扭轉振動分析[J];噪聲與振動控制;2008年04期

9 杜冬;y嚨掠

本文編號：2760379