基于A D A M S振動(dòng)仿真的傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)問題整改

黎仕增，張德華，周 偉，蔣銀靜

（1.廣西機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，廣西 南寧530007；2.柳州鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院，廣西 柳州 541007；3.北海職業(yè)學(xué)院，廣西 北海 536000）

某6X2牽引車在重載爬坡約10 km/h車速時(shí)出現(xiàn)變速箱振動(dòng)比較嚴(yán)重，嚴(yán)重影響了整車的舒適性。為了準(zhǔn)確了解實(shí)際情況對(duì)實(shí)車進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如下圖1所示。

圖1 重載爬坡（10k m/h）行駛振動(dòng)測(cè)試結(jié)果

從上面的測(cè)試結(jié)果可以看出，當(dāng)重載爬坡在10 km/h車速時(shí)Z向的振動(dòng)加速度明顯出現(xiàn)了一個(gè)很大的峰值，Z向明顯大于X、Y向振動(dòng)。同時(shí)對(duì)平路工況進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果表明平路振動(dòng)量約為爬坡時(shí)各方向振動(dòng)量的1/5～1/6.

1 理論分析

由于此車型的傳動(dòng)軸采用不等速萬向節(jié)連接，根據(jù)其特性，傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生2階振動(dòng)，2階振動(dòng)大小跟傳動(dòng)軸夾角及傳遞的扭矩大小有關(guān)[1]，采用如下計(jì)算公式可以計(jì)算出1階頻率[2]。

式中，n為傳動(dòng)軸理論平均轉(zhuǎn)速；R為驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑，為0.496 m；V為行車速度10 km/h；i是驅(qū)動(dòng)橋總傳動(dòng)比為4.11；2階為一階頻率的2倍，約為7.34 Hz，此頻率與測(cè)試出現(xiàn)的振動(dòng)頻率7.5 Hz非常接近。

經(jīng)計(jì)算在同車速10 km/h下，爬坡時(shí)傳動(dòng)軸需要輸出的扭矩與平路行駛的比值約11倍[2]。車輛在雖然都有7.34 Hz的振動(dòng)，但振動(dòng)的幅值相差11倍，此振動(dòng)相對(duì)于變速箱來說為激勵(lì)輸入，因此會(huì)導(dǎo)致變速箱振動(dòng)明顯增加。

同時(shí)由于在此頻率下出現(xiàn)了振動(dòng)峰值，判斷動(dòng)力傳動(dòng)的懸置系統(tǒng)某一階固有頻率可能接近于此7.5Hz.

2 系統(tǒng)固有模態(tài)仿真分析

在ADAMS中建立如下的振動(dòng)仿真分析模型如圖2所示。

圖2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)仿真分析模型

如2圖所示，在ADAMS中建仿真分析模型已經(jīng)實(shí)際的動(dòng)力傳動(dòng)及模型參數(shù)（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、傳動(dòng)軸質(zhì)量及慣性參數(shù)和懸置參數(shù)及傳動(dòng)軸夾角）[3，4]。

對(duì)建立的仿真模型進(jìn)行系統(tǒng)固有模態(tài)分析，分析結(jié)果如下表1所示。

表1 系統(tǒng)固有模態(tài)分析結(jié)果

從上面的結(jié)果可以看出，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)在7.83處出現(xiàn)Z向振動(dòng)即發(fā)動(dòng)機(jī)變速箱體上下振動(dòng)，此系統(tǒng)的固有頻率與傳動(dòng)軸輸入到變速箱的振動(dòng)激勵(lì)頻率7.34 Hz非常接近，會(huì)導(dǎo)致變速箱振動(dòng)響應(yīng)增大。

在固有模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行激勵(lì)頻域響應(yīng)分析，激勵(lì)輸入位置為傳動(dòng)軸2的末端（參見圖 2），大小為單位扭矩激勵(lì)正弦掃頻，提取變速箱的振動(dòng)各方向響應(yīng)（具體位置見圖 2）[3，4，5]。頻率響應(yīng)分析結(jié)果如下圖3所示。

圖3 系統(tǒng)振動(dòng)頻域響應(yīng)分析結(jié)果

由上圖看出變速箱的Z向振動(dòng)在7.8 Hz處出現(xiàn)了大的峰值，且Z向的響應(yīng)要比X、Y向響應(yīng)都要大，雖然圖中Z、Y向在3.5 Hz的出現(xiàn)波峰但實(shí)車在行駛過程中的變速箱受到的激勵(lì)頻率為7.34 Hz遠(yuǎn)大于此頻率的因此實(shí)車不會(huì)出現(xiàn)3.4 Hz的大的振動(dòng)響應(yīng)，與實(shí)際測(cè)試結(jié)果（見圖1）趨勢(shì)吻合。

3 各整改方案仿真分析對(duì)比

基于前面的理論分析和動(dòng)力學(xué)振動(dòng)仿真分析結(jié)果。提出如下的改進(jìn)思路：（1）減少傳動(dòng)軸萬向節(jié)傳動(dòng)夾角，從而減少傳動(dòng)軸的振動(dòng)，以此減少變速箱受到的激勵(lì)輸入，最終改善變速箱的振動(dòng)；（2）改變變速箱處的懸置軟墊支撐，使系統(tǒng)的固有模態(tài)頻率避開7.8 Hz，從而改善變速箱在此頻率下的隔振效果；（3）加速傳動(dòng)軸夾角的同時(shí)改變變速箱出的懸置支撐。

依據(jù)整改思路1：只改變傳動(dòng)軸夾角設(shè)計(jì)，改進(jìn)前后夾角數(shù)值如下表2所示。

表2 傳動(dòng)軸夾角整改對(duì)比值

傳動(dòng)軸夾角具體含義如下圖4所示。

圖4 傳動(dòng)軸夾角示意圖

對(duì)傳動(dòng)軸夾角減少前后進(jìn)行單位激勵(lì)輸入頻域響應(yīng)對(duì)比分析，分析結(jié)果如下圖5所示。

圖5 傳動(dòng)軸夾角前后頻域響應(yīng)分析對(duì)比

從上面的圖對(duì)比可以看出，系統(tǒng)明顯在Z向的振動(dòng)響應(yīng)有所改善，其它方向沒有很大的變化。

依據(jù)整改思路2只改變變速箱支撐懸置，變速箱支撐整改前后如下圖6所示。

圖6 變速箱支撐懸置整改前后方案

對(duì)變速箱支撐整改前后進(jìn)行單位激勵(lì)輸入頻域響應(yīng)對(duì)比分析，分析結(jié)果如下圖7所示。

圖7 變速箱支撐懸置整改前后頻域響應(yīng)分析對(duì)比

圖9 傳動(dòng)軸夾角整改前后測(cè)試對(duì)比

從上圖結(jié)果對(duì)比可以看出，改變變速箱支撐懸置后與原方案對(duì)比有明顯改善，效果比減少傳動(dòng)軸夾角要好，同時(shí)曲線峰值點(diǎn)發(fā)生了一定的變化，說明系統(tǒng)固有模態(tài)頻率發(fā)生了一定的變化。

依據(jù)整改思路3即把前面的整改思路1和2結(jié)合，對(duì)整改前后的進(jìn)行單位激勵(lì)頻域響應(yīng)分析，具體結(jié)果如下圖8所示。

圖10 變速箱支撐懸置整改前后測(cè)試對(duì)比

圖8 方案3整改前后頻域響應(yīng)分析對(duì)比

圖11 傳動(dòng)夾角及變速箱支撐懸置整改前后測(cè)試對(duì)比

由上圖的分析結(jié)果對(duì)比可以看出，系統(tǒng)在7.8 Hz出的響應(yīng)整改后大大減少，比方案1和2的效果都要好，同時(shí)響應(yīng)的波峰發(fā)生了一定變化，完全避開了 7.8 Hz，從而實(shí)現(xiàn)了避開了激勵(lì)頻率[5，6]。

4 各整改方案實(shí)車測(cè)試驗(yàn)證

基于前面的三種整改思路，重新設(shè)計(jì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)，然后進(jìn)行測(cè)試提取7.5 Hz處各向加速度幅值，測(cè)結(jié)果變化如下下表3所示。

從上圖8、9、10整改前后的對(duì)比測(cè)試結(jié)果可以看出整改后效果有明顯改善，尤其是采用整改方案3后，取得非常效果，與各整改方案的仿真分析對(duì)比趨勢(shì)是一致，說明ADAMS振動(dòng)仿真分析能有效的幫助我們分析解決相關(guān)振動(dòng)問題。

5 結(jié)束語

表3 各整改方案測(cè)試結(jié)果列表

具體測(cè)試結(jié)果見圖9、10、11所示。

在ADAMS中建立仿真分析模型，仿真再現(xiàn)了實(shí)際測(cè)試中的振動(dòng)問題現(xiàn)象。通過對(duì)問題的理論分析并在ADAMS中建立改進(jìn)后模型進(jìn)行振動(dòng)仿真分析對(duì)比，驗(yàn)證了改進(jìn)思路的。最終依據(jù)整改方案改進(jìn)實(shí)車設(shè)計(jì)并進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果與振動(dòng)仿真分析結(jié)果效果一致，最終驗(yàn)證了整改方案的合理性。通過ADAMS的振動(dòng)仿真分析模塊，可以有效地解決動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的相關(guān)振動(dòng)問題。

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