扭振的案例
扭振，轉速脈沖和混疊
圖12
對于扭振測試而言，如果我們關心的最大階次為Omax，那么每轉的脈沖數PPR應大于或等于2*Omax，而分析帶寬BW=Omax*RPMmix/60，所以Omax=BW*60/ RPMmix，故PPR≥2* BW*60/ RPMmix。也就是說在確定帶寬內，為了不引起混疊，每轉脈沖數應大于或等于120倍帶寬除以最小轉速。
圖13
LMS Virtual.Lab Motion_視頻教程30之傳動系扭振仿真分析解決方案
今天給大家帶來的是傳動系扭振仿真分析解決方案，希望對大家有幫助。
視頻下載地址：http://www.kuaipan.cn/file/id_75510756333846571.htm
LMS Imagine.Lab AMESim_視頻教程36之傳動扭振建模
VL Motion和AMESim的聯合仿真在工程領域中應用日趨廣泛，AMESim的視頻教程第二波傳動扭振建模，如果有什么聯合仿真方面的問題大家可以一起討論，謝謝。
視頻下載地址：http://www.kuaipan.cn/file/id_75510756333846578.htm
【機組軸系】機組總成設計中軸系分析
扭振頻率、振型和Campbell圖
扭振頻率的調整通常是根據振型來分析的。通過分析要調整一階振型的陡峭地方，通常為聯軸器。因為聯軸器相對于轉子各部位剛度較弱，也易于調整。通過調整其剛度及轉動慣量，可以滿足規范的要求。如果這個陡峭處出現在主軸上，通常是由于該主軸過細，剛度不夠所致。這些振形變化較大的地方，通常其剛度、轉動慣量的變化對軸系計算結果較為敏感，因此在建模時遇到這些軸段，分段點應取的密一些，原始數據要求盡量精確。
圖2～圖5為一階至四階的扭振頻率和振型。
圖6為Campbell圖。圖中的橫坐標為轉速，縱坐標為扭轉振動的自然頻率。通過1倍、2倍工作轉速和工作轉速的±10％安全余度，很形象地表現出是否滿足規范的要求。
3. 二相及三相短路時的瞬態扭振分析
輸入二相或三相短路時電機的力矩方程。
Trated——額定力矩；
T0，T1，T2——其它力矩單元；
a0，a1，a2——時間常數；
φ1，φ2——相位角；
ω——角速度；
t——時間。
展開 
發動機不平衡-三缸機VS四缸機
最后，本文已多次提及發動機的不平衡要和點火引起的扭振區別開，兩者不是一回事。三缸機從天然的不平衡角度看并沒有明顯比四缸機差，但是三缸機對比四缸機最主要的問題在于點火間隔角度大（240度VS180度），同轉速下三缸機的點火頻率要比四缸機小，由此帶來的扭振是最需要關注的問題。
來源：NVH攻城獅 作者：牛輝
Jeffcott轉子碰摩的彎扭耦合振動特性分析
從扭振對碰摩特性的影響和扭振碰摩特征響應兩個角度,進行了碰摩特性的數值分析。通過以轉
速比變化為參數的分岔圖發現:彎振分岔圖大致可分為四個復雜運動區,有無考慮扭振的分岔圖都具有周期運動、擬周期
運動和復雜的混沌運動形式,但它們進入和離開這些復雜運動區的路徑和在復雜區內的運動形式卻有所不同;而扭振分
岔圖與考慮彎扭耦合的彎振分岔圖存在對應關系,它也可分為四個復雜運動區,也具有周期運動、擬周期運動和復雜的混
沌運動等形式。文中揭示的振動特征為轉子系統的狀態識別與診斷提供了一條新思路。
關鍵詞: 碰摩, 彎扭耦合振動, 非線性, 轉子, 分叉
Jeffcott轉子碰摩的彎扭耦合振動特性分析.rar
展開 混動車型平衡軸齒輪敲擊噪聲優化
表1 橫縱置車型平衡軸系統結構對比
3
外部激勵分析與優化
3.1 平衡軸驅動齒圈角加速度波動分析
平衡軸齒輪外部激勵來自于曲軸飛輪組上驅動齒圈的轉速波動，驅動齒圈位置扭振在colormap圖中可以表現出兩個共振帶，如圖4所示。由圖可見：縱置第2階共振帶存在于461Hz，較橫置低約50Hz；且齒圈能量整體明顯高于橫置；齒圈6階角加速度在通過共振帶時能量顯著增加，轉速為4558r/min；同時，齒圈8階角加速度在通過共振帶時能量也顯著增加，轉速為3700r/min。
圖4 驅動齒圈位置扭振colormap圖對比
對橫/縱置平衡軸驅動齒圈角加速度進行階次提取，如圖5所示。由圖可知：縱置6階和8階幅值均高于橫置，6階最大幅值為8300rad/s2，高出橫置約1.7倍，出現工況為發動機轉速4550r/min；橫置車型平衡軸驅動齒圈角加速度最大幅值為5000rad/s2，出現工況為發動機轉速5000 r/min附近，基本避開發動機常用轉速工況，外部激勵小導致橫置車型在平衡軸齒輪敲擊振動和噪聲方面表現良好。
圖5 驅動齒圈位置扭振階次對比
飛輪慣量變大，導致縱置平衡軸驅動齒圈角加速度變大，通過對無TVD時曲軸飛輪組扭轉模態分析，由圖6可知，橫置曲軸飛輪組1階扭轉模態497高出縱置61Hz，進而對無TVD 曲軸飛輪組進行扭振分析。由圖7可知，縱置軸系6階扭振幅值在共振點急劇上升，高出橫置約1.8倍，說明由于飛輪慣量變大，扭轉模態頻率降低，更易與發動機扭矩波動頻率發生共振；橫置1階扭轉固有頻率高，更有利于把軸系扭振峰值調出發動機常用轉速范圍，由此可知，縱置車型須重新進行TVD匹配，減小外部激勵，進而衰減甚至消除平衡軸齒輪敲擊現象。
展開 泵的振動問題分析
盡管扭振問題再泵不常見，除非由高頻VDF激勵的電動機驅動，或由往復發動機驅動，復雜的泵/驅動鏈具有扭振問題的可能性。這可以通過計算進行檢查，包括前幾階扭振臨界轉速，和系統在起機瞬態，穩態運行，連鎖和電動機控制的瞬態過程中對激勵的強迫振動響應。強迫響應應該按照靜態的加上振蕩的應力之和，在驅動鏈的最高應力元件，通常是最小軸直徑處。
一般計算前兩個扭振模型足夠覆蓋期望的激勵頻率范圍，為此，泵機組必須按照至少三個部分建模：泵轉子，聯軸器（包括任何墊塊）和驅動機轉子。如果使用柔性聯軸器（如盤聯軸器），聯軸器的剛度將與軸的剛度在一個數量級，必須包含在分析中。聯軸器扭轉剛度的良好估計，通常相對獨立與速度和穩態扭矩，列在聯軸器樣本數據中，通常提供給定尺寸的剛度范圍。
如果包含齒輪箱，每個齒輪必須單獨考慮，按照慣量和嚙合比。如果泵或驅動轉子與將轉子連接到聯軸器的軸相比不是至少幾倍的扭轉剛度，那么單個軸長度和內部葉輪應包括在模型中，然而對工業泵來說要求最后一步是不常見的。
手工計算前幾個扭轉固有頻率的方法由Blevins給出，然而泵的扭振計算應該包括系統阻尼的影響。為了以足夠精度確定軸的應力，應該使用數字的程序，如Holzer方法，傳遞矩陣法或有限元分析（FEA）。
最低扭轉振型是在泵/驅動系統最常被激起的，這個扭轉振型的大部分運動發生在泵的軸上。這種情況下，主要的阻尼來自泵葉輪，當它由于扭振運動運行在稍高和稍低的瞬時轉速時消耗的能量。這個阻尼的粗略估計公式：
阻尼 = 2x（額定扭矩）x（估計的頻率）/（額定轉速）^2
為了確定期望的大扭振激勵的頻率，以及這些頻率下發生扭矩值，任何給定轉速和流量下的泵的扭矩可以乘以一個單位系數“p.u.”
展開 以多體動力學模型為基礎的后驅車輛轟鳴性能開發
國內外學者對后驅車輛的轟鳴問題進行了諸多研究.唐子等[１]研究表明,發動機輸出簡諧轉矩引發的傳動系扭振會引起主減速器齒輪嚙合力變化,進而引起車身振動.王東等[２]提出了一系列控制主減速器處的扭振幅值的方案,可以有效地解決轟鳴聲的問題.蔡蕓[３]提出了同時考慮傳動系統扭振和汽車動力性的綜合優化方案來解決傳動系統共振問題.康強等[４]對傳動系統扭振強迫振動進行計算分析與扭振測試,明確轟鳴問題是由傳動系統導致的.吳昱東等[５]運用減振帶隙計算方法設計扭轉減振器,可有效抑制傳動系統扭轉振動,降低車內轟鳴聲.LIU 等[６]針對汽車加速過程中出現的噪聲問題,研究了多級離合器阻尼器和齒輪側隙的非線性特性,提出了一種離合器動力學的優化方法.ZU 等[７]設計出一套阻尼可調的半主動控制式的磁流變液雙質量飛輪裝置,減小了啟停工況的最大扭矩和相對轉角,有效解決了轟鳴噪聲問題.以上學者針對汽車轟鳴噪聲的研究為汽車工業的發展提供了一定的支持,但對轟鳴振動噪聲的機理分析主要采用試驗的方法進行分析,然后提出解決方案以解決傳動系統扭振問題.
展開 混合動力總成NVH開發技術研究
1.3 曲軸扭振控制
曲軸扭振是發動機振動的主要激勵源，必須對曲軸扭振的扭振特性進行嚴格控制，才能保證發動機關鍵振動噪聲水平。其中，曲軸的轉速波動率必須低于0.15,曲軸平衡率必須大于等于80%,單階曲軸扭轉角小于0. 15,合成扭轉角低于0. 50通過提升曲軸的平衡率、提升曲軸自身剛度、匹配合適的減震器與飛輪可以有效控制曲軸扭振性能。曲軸平衡率控制：曲軸的靜平衡100%,曲軸在旋轉時的離心力合力為零，即質心位于旋轉軸上；曲軸的動平衡平衡率上80%，已實現靜平衡的曲軸旋轉質量不一定在同一個旋轉平面內，因此會產生慣性力矩，引起振動稱之為曲軸的動不平衡;往復慣性力與力矩平衡：直列多缸機的一級往復慣性力合力都是平衡的，二級往復慣性力合力及力矩視曲拐布置有所區別。提升曲軸自身剛度：適當增加曲軸重疊度，在滿足沖程和壓縮比設計的相關要求基礎上，可采用長連桿設計， 增大曲軸重疊度，提升曲軸剛度;選擇合適的材料;設計合適的圓角，避免應力集中。匹配合適的減震器和飛輪:柔性飛輪在傳遞發動機動力時能降低轉速波動率，使其輸出動力更平穩;使用雙質量飛輪，衰減飛輪端轉速波動;選擇合適的減震皮帶輪，吸收曲軸前端扭振能量，降低曲軸相對扭角。
2 專用混動變速箱NVH開發
與傳統變速箱相比，專用混動變速箱除了具有傳統變速箱的齒輪敲擊、齒輪嘯叫等經典問題外，最突出的問題在于電驅系統噪聲。
展開 驅動電機NVH問題治理的原理·方法·過程
扭振會帶來一系列問題除了影響舒適度，還會因為旋轉激勵過大使得軸承壽命下降，甚至還會使得軸系轉速劇烈波動，引發操作失穩問題。因此和電機相關的扭振問題是NVH治理的核心關注點。而要解決或者抑制扭振問題，先得從理解扭振問題的機理出發。
扭振振動的四種機理
和電機相關的扭轉振動的機理有很多，比較重要的有如下四種。分別是諧波轉矩引起的強迫振動問題、加減速引起的顫振、扭轉共振問題、轉矩脈動引起的齒輪嘯叫問題。我們一一道來：
諧波轉矩引起的強迫振動問題
這個問題很容易理解，理想電機軸系旋轉轉矩是只有一階，而工程中由于各種機械、電氣誤差不可避免的會產生更多階次的轉矩成分，這些階次的轉矩會產生額外的振動階次，在一些特別的場合諧波轉矩還會使得齒輪嘯叫，降低舒適感。常見的和電機相關的機械激勵：有動不平衡（為了降低動平衡很多企業采用的國外的設備）、不對中不同軸、軸承的剛度變化。
和電機電磁因素、控制因素相關的諧波轉矩如下圖所示：其中主要的成分是紋波轉矩和因電流檢測偏差導致的轉矩脈動。
扭轉共振引起的問題
扭轉振動顧名思義就是指扭轉轉矩的頻率和軸系系統的模態重疊時發生的共振問題。軸系的扭轉模態和電機轉子、齒輪、半軸的剛度、慣量都相關。下圖是一個典型的軸系的扭振模態頻率分布：
理解扭轉共振問題先從leaf2013的案例說起： Leaf從2011切換到2013版本時，發現了 在PDM電源模塊上產生了一個在1.7kHZ 的特別噪音。Nissan工程師們發現，1,7kHZ的噪音電機本身是沒有的，但一旦集成之后就會在電源模塊上產生。這是什么原因呢？
通過進一步分析，這電機和減速器軸系相連接時會產生一種扭轉組合振型。其固有頻率為1.7kHZ，隨著電機轉速提升，很快產生了共振。
展開 
ANSYS WORKBENCH中關于轉子動力學的新功能介紹
除了一些轉子動力學專業軟件（比如SAMCEF ROTOR,DYROBES,MADYN2000等）以外，大型綜合軟件比如MSC NASTRAN、ANSYS也可以用于轉子動力學特性計算，常見的臨界轉速、不平衡響應、扭振頻率以及穩態和瞬態特性計算均可計算。
ANSYS經典版本可滿足臨界轉速、不平衡響應、扭振頻率以及穩態和瞬態特性計算。一般使用一維模型計算，比如轉子使用BEAM188梁單元，軸承使用combi214。也可使用三維單元計算，但因計算量巨大，一般不選用3D模型。近年來發展起來的二維軸對稱諧波單元可以說比較好的兼顧了模型的精度和計算速度。之前的ANSYS版本一般都是在經典版本中使用二維軸對稱諧波單元，ANSYS WORKBENCH中也可使用二維軸對稱諧波單元，需要命令行來輔助完成，操作性不好。
現在ANSYS WORKBENCH在新版本中可以使用二維軸對稱諧波單元進行計算[1]，筆者也對該新功能進行學習。比如在進行轉子臨界轉速計算時，使用MODAL分析模塊，需插入symmetry,然后在symmetry下插入general axisymmetric，見圖1.
圖1 General Axisymmetric
需要對general axisymmetric中進行參數設置，見圖2.根據需要可選擇Nodal Planes的數量。
圖2 general axisymmetric中參數設置
以上設置好后就可進行計算，在ANSYS WORKBENCH中可方便查看計算結果，比如坎貝爾圖，見圖3。
展開 旋轉機械故障診斷分析方法介紹
27.扭振分析
扭振的產生是由于旋轉部件的轉速不穩定，產生了波動導致的。因此，為了準確地分析扭振，要求測量時準確地測量出轉速的波動部分。處理扭振可采用時域或頻域方法進行，時域法得到的最終結果為扭轉角隨時間變化曲線，頻域法得到的結果為不同階次或頻率下的扭轉角（角速度或角加速度）大小。
文章來源：模態空間
simulationX
新的頻域內扭振分析模塊 | 借助新的扭振分析模塊及有效的模型庫元件，SimulationX加強了對帶有內燃機，電機，齒輪及典型負載的驅動系統的穩態分析。該模塊包括專門的線性和非線性模型用于增強SimulationX的穩態仿真能力以及對驅動系統評價和認定。扭振分析模塊的開放架構允許用戶對其進行輕松的修改和增強。
增強了CAD導入 | 除了Pro/ENGINEER外，SimulationX3.4目前也支持Solidworks的導入。增強的CAD導入元件目前允許對其幾何約束進行定義。所創建的模型元件依據定義的幾何約束進行連接，其結構視圖中的位置關系直接從CAD中提取。對模塊管理的加強顯著減少了人工建模的復雜性以及導入CAD模型時的錯誤率。
增強了CVODE及代碼輸出的魯棒性和性能 | 由于對線性方程求解及事件處理的優化，以及更有效的雅克比矩陣計算，CVODE求解器在魯棒性及計算速度上都得到了優化。特別是大模型的變量計算得到了明顯的優化。SimulationX 中Modelica編譯器的優化以及公共子式的連續使用能夠生成更有效的C代碼。這減少了應用SimulationX模型進行實時仿真時所需要的計算時間，反之能夠計算更復雜的模型。
顯著提升穩態仿真的計算速度 | 新的"線性插值法"中改進的步長控制顯著減少了計算時間。在一些典型的應用中，例如船用燃機驅動系統或者建筑機械等，仿真時間縮短了10倍。
涵蓋了全部的Modelica語言 | SimulationX3.4大大增強了模型處理，由于完全涵蓋了Modelica3.1，對熟練的Modelica語言使用者來說十分容易上手。標準化的建模語言增加了使用SimulationX建模的效率。
展開 船舶試航 注意哪些
8．尾軸扭振試驗：（只對首制船進行試驗，過程大約1小時）使用扭振分析儀測量記錄每2-5轉的主機從最低轉速到最大連續輸出時的扭振值并測出分析圖，確認實測扭振轉速范圍與計算得出的范圍應一致。在航行試驗過程中，應檢查軸的運轉/聲音/振動/潤滑/密封情況，并確認符合設計要
求。
9．舵機及應急舵機試驗：（試驗過程大約50分鐘）舵機應在船舶最大航速前進時進行主操舵裝置的試驗，試驗時兩臺舵機應交替進行。具體方法是：
1）當船舶全速（111 rpm）前進時，使舵角指示器自一舷35°轉至另一舷的35°，而且應能夠在28秒內，自一舷35°轉至另一舷的30°。
2）當船舶半速（56 rpm）前進且航速不低于7 knot時，使舵角指示器在60秒內, 自一舷15°轉至另一舷的15°且動作靈活。
3）僅在應急發電機提供動力情況下，船舶半速（56 rpm）前進且航速不低于7 knot 時，應急操舵裝置應能使舵角指示器在60秒內，自一舷15°轉至另一舷的15°且動作靈活。
在整個試驗過程中，液壓系統及各運動部件應無異常發熱/振動/敲擊/漏油等現象，并記錄油泵的轉速/油壓/油溫/粘度以及船速等數據，應滿足說明書要求。
10．碰撞停止倒車試驗：（只對首制船進行試驗，過程大約20分鐘）當主機以最大轉速航行時，在駕駛臺將車鐘手柄由“NAV. FULL AHEAD”（主機轉速是107 rpm）拉到“CRASH ASTERN”（主機轉速是80 rpm）位置，直到船舶完全停止不動。觀察并記錄此過程中主機的凸輪軸換向/供制動啟動空氣/啟動空氣切斷/全速倒退等各個點的時間和主機轉速/航向/風速/風力等。
展開 