混合動力系統(tǒng)變速器箱體振動特性分析

張迪

（淄博職業(yè)學院）

隨著汽車混合動力技術的發(fā)展，混合動力變速箱振動噪聲的問題日益突出，已成為發(fā)展混合動力技術的主要問題。因此，分析和研究混合動力系統(tǒng)變速器箱體的振動特性對改善變速器的振動噪聲有重要意義。在變速箱振動噪聲的研究中，國外采用試驗測試與仿真技術相結合的手段進行分析，形成了系統(tǒng)地解決該類問題的方案。國內(nèi)許多公司和高校學者也做了許多相關的研究：文獻[1]采用數(shù)值仿真分析方法，對變速箱在各種工況下進行了動力學分析和聲學分析；文獻[2]以某純電動變速箱為研究對象，運用聲學仿真的方法預測勻速工況下箱體的輻射噪聲，并通過優(yōu)化齒輪參數(shù)來降低變速箱噪聲。然而國內(nèi)對變速箱振動噪聲的研究還處于起步階段，沒有一個有效的理論體系來指導混合動力系統(tǒng)變速箱產(chǎn)品的開發(fā)[3]。文章通過建立混合動力系統(tǒng)變速箱殼體的有限元模型，對變速箱殼體的振動特性進行分析，通過仿真和試驗數(shù)據(jù)對比，得出變速箱殼體的共振主要與各齒輪副的嚙合頻率有關的結論。該分析結果對混合動力變速箱的研究與設計起到了參考作用。

1 箱體有限元模型的建立

混合動力系統(tǒng)變速器殼體結構示意圖，如圖1所示；采用Pro/E軟件建立箱體的三維模型，如圖2所示。為了獲得準確的仿真分析結果，箱體的建模必須精確，因此，必須將箱體的表面加強筋和凸臺等結構考慮在內(nèi)。

圖1 混合動力系統(tǒng)變速器箱體結構示意圖

圖2 混合動力系統(tǒng)變速器箱體實體三維模型圖

利用HyperMesh軟件建立箱體有限元模型，為了保證劃分網(wǎng)格的質(zhì)量，對于零部件較多的裝配體，應將各個零部件單獨劃分后再進行有限元裝配。選取四面體高階實體單元進行箱體有限元網(wǎng)格的劃分，單元尺寸設置為10 mm，整個箱體模型共生成9 456 038個單元，301 192個節(jié)點。單元類型設置為solid 187，箱體殼材料為鋁合金，材料泊松比為0.32，彈性模量為7.6×104MPa，體積質(zhì)量為2 600 kg/m3。螺栓材料為鋼材，材料彈性模量為2.1×104MPa，泊松比為0.3，體積質(zhì)量為6 800 kg/m3。

箱體各部分網(wǎng)格單獨劃分完畢后，再將各零部件進行重新裝配，得到的箱體有限元模型，如圖3所示。

圖3 混合動力系統(tǒng)變速器箱體有限元模型圖

2 箱體模態(tài)分析與受力分析

由模態(tài)分析理論可知，模態(tài)分析是在自由無約束條件下對結構固有特性的一種分析方法。由于混合動力系統(tǒng)變速箱箱體內(nèi)部結構復雜，動力耦合機構和前后電機以不同的運行狀態(tài)來適應汽車不同的行駛工況，如果添加實際邊界條件會產(chǎn)生病態(tài)矩陣，降低模態(tài)分析的計算精度。因此，文章按照文獻[4]的方法選取自由無阻尼為邊界條件，對箱體進行模態(tài)仿真分析。

2.1 箱體模態(tài)分析

按照文獻[5]的方法將建立好的箱體有限元模型，導入到ANSYS軟件中，采用Block Lanczos法進行模態(tài)分析。由振動分析理論可知，低階模態(tài)對結構振動的影響最大，因此，取計算出的前8階固有頻率和振型進行分析。箱體前8階固有頻率及振型描述，如表1所示，前8階振型，如圖4所示。

表1 混合動力系統(tǒng)變速器箱體前8階固有頻率及振型描述表 Hz

式中：fe——發(fā)動機激振頻率，Hz；

n——發(fā)動機轉速，r/min；

z——氣缸數(shù)，個；

τ——沖程數(shù)，個。

該混合動力系統(tǒng)選用的發(fā)動機為四沖程四缸汽油發(fā)動機，對于混合動力汽車來說，一般轉速達到1 200 r/min時才開始啟動，最高轉速為4 500 r/min。通過式（1）可以計算出，發(fā)動機的激振頻率為40～150Hz。

2.2.2 電機振動

對于混合動力系統(tǒng)變速箱，電機的振動是動力總成振動的主要部分，電機旋轉頻率的計算，如式（2）所示。

由表1可知，箱體的固有頻率主要集中在885～2 677 Hz之間，振型以彎曲和扭轉為主。從圖4可以看出，箱體扭轉變形較大的部分為主箱體處，振幅較大的部位主要集中在主箱體和前后箱體的端蓋處。

2.2 箱體受力分析

該混合動力系統(tǒng)變速箱，在實際運行工況中承受著各種頻率可變的動態(tài)激勵，主要包括發(fā)動機激振力、前發(fā)電機振動激振力、后驅(qū)動電機激振力、齒輪動態(tài)嚙合力及路面隨機載荷[6]。下面分別分析它們對箱體振動的影響。

2.2.1 發(fā)動機振動

汽車在混動模式下，隨著發(fā)動機的運轉，其轉速也會發(fā)生相應的變化，如式（1）所示。由式（1）可知，發(fā)動機激振頻率也隨轉速發(fā)生變化。

式中：fm——電機旋轉振動頻率，Hz。

選取的發(fā)電機最高轉速為5 000 r/min，驅(qū)動電機最高轉速為7 500 r/min。通過式（2）可計算出發(fā)電機和驅(qū)動電機的旋轉頻率均在83.3～125 Hz之間。

2.2.3 路面激勵

汽車在實際路況上行駛時，會受到來自路面上的隨機載荷作用，路面的平坦狀況和汽車運行的速度決定了路面載荷頻率的大小。路面載荷頻率的計算，如式（3）所示。

式中：fr——路面載荷頻率，Hz；

v——行駛速度，m/s；

L——路面不平度波長，m。

表2示出常見路面下的L取值范圍。

表2 常見路面不平度取值表 m

該混合動力汽車最高車速為70 m/s，根據(jù)式（3）可以計算出路面激勵頻率在140 Hz以內(nèi)。

2.2.4 齒輪動態(tài)嚙合力

行星齒輪機構是混合動力變速箱的核心，由齒輪嚙合產(chǎn)生的動態(tài)力是造成變速箱振動噪聲的主要來源，尤其是在純電動工況下，由齒輪嚙合引起的振動噪聲尤為突出。此類載荷通常為周期性激振力，表3示出純電動工況下常用車速各齒輪副間的嚙合頻率。

表3 純電動工況常用車速下各齒輪副間的嚙合頻率表

綜上所述，發(fā)動機激振頻率、電機旋轉頻率及路面載荷頻率不會引起箱體共振，因此，齒輪嚙合頻率成為研究該箱體振動特性的關鍵。在純電動工況下，行星齒輪嚙合頻率在0～3 000 Hz之間，可能與箱體的固有頻率重合，將會引起箱體的共振。

3 模態(tài)試驗驗證

在理論模態(tài)分析后，通過設置對變速箱箱體的模態(tài)試驗，證明所建箱體有限元模型的合理性與可靠性，為混合動力系統(tǒng)變速器箱體有限元模型的優(yōu)化和改進提供參考依據(jù)。

3.1 試驗過程

該試驗系統(tǒng)由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、信號測量與分析處理系統(tǒng)及激振系統(tǒng)組成。其中數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)由加速度傳感器、信號放大器及智能采集系統(tǒng)組成；激振系統(tǒng)由信號發(fā)生模塊、功率放大器及激振器組成。

文章選用PCB 352C33型號加速度傳感器和DEWEsoft型號數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)。

設置模態(tài)試驗的目的就是驗證自由模態(tài)仿真分析計算結果的正確性，因此在測試中不能出現(xiàn)剛性約束。測量箱體的自由模態(tài)參數(shù)，選擇柔性支撐的方式，用一根軟繩將箱體在輸出端最外側的螺栓孔處吊起。對于中小型結構可以采用單點激勵的方法，將加速度傳感器按照箱體的實際輪廓粘貼在箱體表面，分別進行X，Y，Z 3個方向上的數(shù)據(jù)測量。用力錘對箱體相應測點依次進行敲擊，之后將每個測試點在3個方向的測試數(shù)據(jù)導入到分析系統(tǒng)中進行處理。

3.2 結果對比驗證

通過模態(tài)試驗得到箱體在自由邊界條件下的固有頻率，然后將試驗測試得出的固有頻率與仿真分析計算出的固有頻率進行對比，驗證所建有限元模型的合理性。表4示出變速器箱體前8階固有頻率的計算值和試驗值的對比情況。

表4 混合動力系統(tǒng)變速器箱體前8階固有頻率計算值和試驗值對比表

由表4可以看出，對比結果顯示的相對誤差都控制在10%以內(nèi)，驗證了所建模型的準確性，滿足工程計算要求。

4 結論

1）文章利用Pro/E和HyperMesh軟件建立了變速器箱體的三維模型和有限元模型，經(jīng)過有限元模態(tài)分析，獲得了箱體結構的固有特性，計算結果表明：變速器箱體的共振主要受齒輪副嚙合的頻率影響。

2）通過模態(tài)仿真結果與模態(tài)試驗數(shù)據(jù)的對比分析，驗證了所建模型的合理性，為汽車混合動力系統(tǒng)變速箱的設計起到了參考作用。