摘要

 

為了分析混合動力汽車雙模式多級齒輪動力傳動機構(gòu)扭轉(zhuǎn)振動產(chǎn)生的原因及其影響因素，基于 SIMPACK 建立了整車動力學(xué)模型。通過對動力學(xué)模型施加激勵和設(shè)置輸出通道，構(gòu)建了扭振仿真系統(tǒng)。應(yīng)用扭振仿真系統(tǒng)分析了多級齒輪傳動機構(gòu)的振型，并與理論計算和實驗結(jié)果進行了對比驗證。

 

扭振仿真系統(tǒng)振型分析的結(jié)果與理論計算的傳動系統(tǒng)固有頻率以及噪聲實驗獲得的主噪聲頻率一致，證明了構(gòu)建系統(tǒng)的正確性。在此基礎(chǔ)上，分析了阻尼減振器的阻尼、剛度的變化等目標優(yōu)化參數(shù)對多級齒輪傳動機構(gòu)產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)振動的影響。結(jié)果表明，將扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)調(diào)整在適當(dāng)范圍內(nèi)，對多級齒輪傳動機構(gòu)部分階次的扭轉(zhuǎn)振動有較好的衰減作用。

 

1 引言

 

由于世界石油存儲量的不斷下降，開發(fā)新能源汽車是如今的發(fā)展方向?；旌蟿恿ζ囀乾F(xiàn)行汽車的一種可靠替代形式，由于其 NVH（Noise，Vibration and Harshness）問題對乘客的乘坐舒適性影響很大，因此，越來越受到廠商和研究機構(gòu)的重視。

 

混合動力汽車的噪聲來源有很多，其中多級齒輪傳動機構(gòu)的異常扭轉(zhuǎn)振動是一個重要的噪聲源。由于混合動力汽車采用純電動驅(qū)動和混合動力驅(qū)動的雙模式驅(qū)動方式，其齒輪傳動機構(gòu)的扭振特征較普通汽車更為復(fù)雜。當(dāng)發(fā)動機端和驅(qū)動電機端存在輸入轉(zhuǎn)矩的激勵時，多級齒輪傳動機構(gòu)會發(fā)生異常受迫扭轉(zhuǎn)振動問題。當(dāng)外源性激勵的干擾頻率與系統(tǒng)的任何一個固有頻率相等時，傳遞功率流的傳動系將出現(xiàn)強烈的受迫扭轉(zhuǎn)共振，相應(yīng)部件所受的載荷將顯著增加，嚴重損害傳動系的部件，并導(dǎo)致扭振和不舒適感。因此，對于扭振的影響因素和消除方法研究是非常重要的。

 

一些研究對車輛動力系統(tǒng)的振動問題進行了分析。

 

楊遠等運用單體聲功率及頻譜分析的方法識別出了變速器齒輪產(chǎn)生的嚙合噪聲是電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生的主要原因。

 

Chang 等采用實驗的方法對發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動作為動力總成的激勵源進行了驗證，證明發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動產(chǎn)生的激勵是動力總成扭振的主要激勵源之一。

 

Yue 等對混合動力系統(tǒng)的動力學(xué)特性進行了分析，并研究了該系統(tǒng)的振動特征。根據(jù)以上研究可知，發(fā)動機或電機是傳動系統(tǒng)扭振的重要激勵源。為了減少傳動機構(gòu)的振動和噪聲，需要采取相關(guān)的措施，采用阻尼減振器是一種衰減扭振的有效措施。當(dāng)汽車動力輸入端存在激勵時，齒輪傳動機構(gòu)是產(chǎn)生振動和噪聲的主要總成之一。

 

Paul D 等對于汽車傳動系的主動阻尼對換擋產(chǎn)生的瞬時振動進行了研究，提出了一種主動控制策略，并對其在傳統(tǒng)汽車和混合動力汽車上的應(yīng)用效果進行了對比。林新海等通過模態(tài)試驗和臺架試驗相結(jié)合的方法分析了影響齒輪箱振動的主要因素。

 

Tang 等對混合動力汽車行星齒輪結(jié)構(gòu)的噪聲源進行了理論分析和實驗驗證。這些方法的共同點是基于理論計算的方法來分析齒輪扭振特性。理論計算方法需要建立精確的齒輪數(shù)學(xué)模型，計算的結(jié)果較為精確，但對于較為復(fù)雜的傳動來講，系統(tǒng)存在較多的自由度，建立完善的模型過程較為繁瑣，對模型的修正也較為困難，一旦模型建立錯誤，修改起來比較麻煩。

 

而采用 Adams 等多體動力學(xué)軟件進行動力學(xué)模型構(gòu)建和分析的方法，則較為方便直觀，并能夠模擬傳動機構(gòu)扭振的傳遞特性。但這種方法卻難以對齒輪副模型嚙合參數(shù)進行精確描述，所以，在進行齒輪動力學(xué)分析時效果較差。一些研究者提出了替代方法，洪清泉等提出了一種在 Adams 中建立虛擬齒輪副模型的方法，該方法考慮了齒輪的轉(zhuǎn)動慣量、等價阻尼和等價剛度，對齒輪動力學(xué)分析取得了一定的效果。

 

Yu 等也采用這種方法對混合動力汽車行星齒輪機構(gòu)的扭振特性進行了分析，為混合動力汽車的降噪研究提供了參考，但該方法只是以扭簧的等價阻尼和等價剛度近似地代替齒輪嚙合，而無法建立齒輪修形系數(shù)、泊松比、彈性模量、齒面摩擦因數(shù)等物理與材料特性參數(shù)，尤其是無法模擬單對輪齒的綜合彈性變形、齒輪重合度、齒輪嚙合時的阻尼變化以及齒輪嚙合時的綜合剛度變化的時變參數(shù)。這使得利用虛擬齒輪副模型的方法進行的齒輪扭振特性分析與實際情況存在著一定誤差。通過適合的方法構(gòu)建精確的混合傳動系統(tǒng)模型，并分析其振動特性，對于混合動力多級齒輪傳動機構(gòu)的目標參數(shù)優(yōu)化是非常有幫助的。

 

本文中構(gòu)建了基于 SIMPACK 的混合動力傳動系統(tǒng)的多體動力學(xué)模型，在 SIMPACK 中建立精確的齒輪模型，并應(yīng)用齒輪嚙合力元建立齒輪連接。根據(jù)所建模型建立扭振仿真系統(tǒng)，并對混合動力傳動系統(tǒng)的扭振特性進行研究，分析各部件扭振特征頻率和關(guān)鍵參數(shù)對扭振的影響。

 

2 扭振仿真系統(tǒng)建立

 

SIMPACK 中動力學(xué)模型的建立是基于樣車傳動系統(tǒng)質(zhì)量和元件分布的特點，采用多自由度集中質(zhì)量的離散化建模方法，對圖 1 所示的混合動力傳動系進行扭轉(zhuǎn)振動建模。

 

建模時應(yīng)遵循以下簡化原則：

 

（1） 相鄰兩集中質(zhì)量間連接軸的剛度，視為集中質(zhì)量間的剛度，即將軸的轉(zhuǎn)動慣量平均分配到相鄰的集中質(zhì)量上。

 

（2） 阻尼減振器前后分別與發(fā)動機和行星架連接，可簡化為有阻尼的扭轉(zhuǎn)彈簧。要進行行星輪系的扭振分析，建立各嚙合齒輪副的動力學(xué)模型是關(guān)鍵。在 SIMPACK 中，可以建立精確的齒輪模型。建立齒輪副模型時需要輸入的參數(shù)有：齒輪嚙合形式（外、內(nèi)、齒條）、齒數(shù)、模數(shù)、法向壓力角、齒頂高和齒根高、螺旋角、錐角、齒隙、齒寬、嚙合的初始轉(zhuǎn)角。齒輪嚙合采用專門的齒輪力元。齒輪力元中考慮了齒輪的嚙合剛度、阻尼、齒輪修形系數(shù)、泊松比、彈性模量、齒面摩擦因數(shù)等物理與材料特性。建好的整車傳動系扭轉(zhuǎn)振動力學(xué)模型如圖所示。其中，除 MEEBS 動力合成器外還包括阻尼減振器、左、右驅(qū)動半軸和左右一對車輪。該模型中，阻尼減振器簡化成扭轉(zhuǎn)彈簧，齒輪采用 SIMPACK 提供的齒輪模型，而其他部件視為剛性元件。

 

 

 

為了獲得固有頻率和頻響特性曲線，在 SIMPACK 中可根據(jù)建立好的動力學(xué)模型來建立扭振仿真系統(tǒng)。扭振仿真系統(tǒng)可以分析頻域范圍內(nèi)的固有頻率和頻率響應(yīng)。系統(tǒng)可以設(shè)置自由振動激勵作為輸入。仿真系統(tǒng)包含 3 個部分，如圖所示。第一部分是激勵力元。激勵力元采用單位振幅的正弦力，初始相位角為 0。激勵頻率范圍持續(xù)增長。范圍是 1～5000 Hz，計算步數(shù)是 10000。分別計算在純電動工況和混合動力工況時的固有頻率。第二部分是輸入通道。根據(jù)混合動力傳動系統(tǒng)的運轉(zhuǎn)工況，要求將激勵從發(fā)動機端或電機端輸入。第三部分是輸出通道。可以根據(jù)分析要求，在所建模型的部件上設(shè)置輸出通道。相應(yīng)于輸入通道，輸出參數(shù)的測試方向有 x、y、z 方向和對應(yīng)軸向的扭轉(zhuǎn)方向。

3 結(jié)論

 

應(yīng)用 SIMPACK 構(gòu)建了基于目標參數(shù)優(yōu)化的扭振仿真系統(tǒng)，并通過分析得到以下結(jié)論：

 

（1） 仿真與理論計算、實驗結(jié)果的對比驗證了所構(gòu)建系統(tǒng)的正確性。結(jié)果分析顯示，在純電動工況，噪聲頻率主要集中在 1715 Hz 的高階頻率附近。噪聲源主要來自行星排內(nèi)的齒輪。在混合動力工況，噪聲頻率主要集中在 0～30 Hz 的低階次。發(fā)動機和飛輪處的噪聲為主要噪聲源。

 

（2） 通過分析扭轉(zhuǎn)減振器特性參數(shù)對扭振特性的影響分析可知，當(dāng)發(fā)動機作為輸入激勵源時，扭轉(zhuǎn)減振器的阻尼和剛度調(diào)整對低頻段扭振有較明顯的削弱作用，而對高頻扭振影響不大。當(dāng)采用主電機作為輸入激勵源時，阻尼的調(diào)整對高頻扭振有一定削弱，而對低頻扭振沒有影響。剛度的調(diào)整對低頻扭振有一定削弱，而對高頻扭振影響不大。