整車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)實(shí)驗(yàn)識(shí)別及優(yōu)化研究

鄧 欣，鐘秤平，陳清爽，段龍楊，翁建生，劉淑英

(1.江鈴汽車(chē)股份有限公司 江西省汽車(chē)噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌 330001；2.南京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，南京 210016）

道路條件的改善和新的動(dòng)力總成技術(shù)的發(fā)展使得汽車(chē)的行駛速度得到進(jìn)一步提升，而車(chē)速的增加要求發(fā)動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)系統(tǒng)在更高的轉(zhuǎn)速下工作，發(fā)動(dòng)機(jī)本身2階及動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的1階振動(dòng)激勵(lì)增加。當(dāng)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的激勵(lì)頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率發(fā)生耦合時(shí)，系統(tǒng)的振動(dòng)會(huì)進(jìn)一步放大，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和車(chē)內(nèi)噪聲的惡化等NVH問(wèn)題，整個(gè)動(dòng)力總成及傳動(dòng)系統(tǒng)本身也存在可靠性風(fēng)險(xiǎn)(1)。

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)作為汽車(chē)的動(dòng)力源和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，對(duì)于后驅(qū)車(chē)型來(lái)說(shuō)，一般包括發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱（四驅(qū)車(chē)型還包含分動(dòng)器）、傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)橋等。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)（Powertrain Bending Modal，以下簡(jiǎn)稱(chēng)PTB）是指上述零部件及總成組成的系統(tǒng)本身產(chǎn)生彈性變形的各階固有頻率及對(duì)應(yīng)的各階振型，通常將最低的固有頻率及振型定義為該動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的彎曲模態(tài)。

PTB對(duì)動(dòng)力總成及傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性及車(chē)內(nèi)NVH具有重要影響。一方面共振會(huì)傳遞給底盤(pán)及車(chē)身系統(tǒng)，再將振動(dòng)和噪聲傳遞給駕駛員和乘客，進(jìn)而引發(fā)車(chē)內(nèi)人員對(duì)車(chē)輛的NVH抱怨產(chǎn)生；另一方面自激振動(dòng)的增加將嚴(yán)重影響動(dòng)力傳動(dòng)系及附件的耐久可靠性，達(dá)到一定的振動(dòng)幅值后將會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱殼體或傳動(dòng)軸斷裂等嚴(yán)重的耐久可靠性問(wèn)題，引發(fā)高速安全問(wèn)題[2]。按照其主導(dǎo)的系統(tǒng)不同，又分為動(dòng)力總成主導(dǎo)和傳動(dòng)軸主導(dǎo)兩種彎曲模態(tài)振型。如何通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法準(zhǔn)確識(shí)別整車(chē)高速運(yùn)行狀態(tài)下的真實(shí)彎曲模態(tài)，國(guó)內(nèi)研究還較少。呂振華等通過(guò)在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)布置一定數(shù)量振動(dòng)傳感器的方法，研究了不同激振力對(duì)彎曲模態(tài)識(shí)別的影響(3)。張金換等通過(guò)力錘模態(tài)試驗(yàn)法進(jìn)行了動(dòng)力總成模態(tài)測(cè)試(4)。以上方法均需要在動(dòng)力傳動(dòng)系布置較多的振動(dòng)傳感器，準(zhǔn)備時(shí)間較長(zhǎng)，且對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的振型識(shí)別沒(méi)有進(jìn)行更深入的分析和展開(kāi)。

本文針對(duì)某輕卡在高速行駛過(guò)程中出現(xiàn)的車(chē)內(nèi)轟鳴及傳動(dòng)軸疲勞耐久等問(wèn)題進(jìn)行試驗(yàn)診斷，對(duì)不同約束狀態(tài)下的彎曲模態(tài)進(jìn)行測(cè)試，并與整車(chē)高速掃頻工況下的PTB數(shù)值進(jìn)行對(duì)比，總結(jié)出最符合整車(chē)實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)下彎曲模態(tài)的實(shí)驗(yàn)方法，同時(shí)實(shí)現(xiàn)了對(duì)振型的準(zhǔn)確定義。最后結(jié)合CAE分析結(jié)果對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效地提高其一階彎曲模態(tài)頻率。

1 PTB典型振型分析

1.1 問(wèn)題描述

PTB的頻率大小及振型受動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方式和布置形式影響，本文以某輕卡車(chē)型為研究對(duì)象，其車(chē)型基本信息如下：發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)、單段式傳動(dòng)軸、最高車(chē)速下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min。

該車(chē)型在最高車(chē)速工況下動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生強(qiáng)烈的振感，車(chē)內(nèi)頻率噪聲明顯變大，車(chē)內(nèi)明顯產(chǎn)生金屬摩擦后的異味。經(jīng)車(chē)內(nèi)噪聲及傳動(dòng)系統(tǒng)相應(yīng)振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)分析，如圖1所示。

傳動(dòng)系統(tǒng)上存在83 Hz和119 Hz左右兩個(gè)頻率的振動(dòng)，幅值接近2 g。通過(guò)變速箱對(duì)應(yīng)檔位速比，后橋速比及輪胎參數(shù)，根據(jù)公式（1）和式（2）的計(jì)算，發(fā)現(xiàn)83 Hz為最高檔傳動(dòng)軸動(dòng)平衡激勵(lì)頻率，119 Hz為發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)頻率；金屬摩擦的異味是變速箱與傳動(dòng)軸直接連接的駐車(chē)制動(dòng)器蹄片與駐車(chē)制動(dòng)器外殼接觸后摩擦灼燒蹄片產(chǎn)生的異味。初步判斷該問(wèn)題是動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲共振導(dǎo)致。

圖1 變速箱殼體振動(dòng)加速度頻譜圖

注：fPP代表發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率，nPP代表發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速；fDR代表傳動(dòng)軸動(dòng)平衡激勵(lì)頻率，nDR代表傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，Rgear代表變速箱速比V代表汽車(chē)車(chē)速，Raxle代表后橋速比，d代表輪胎直徑，π代表圓周率。

1.2 典型車(chē)型動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振型介紹

因本文車(chē)型為發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)輕卡車(chē)型,故以此車(chē)型為例介紹該動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)頻率及振型。PTB模態(tài)受傳動(dòng)軸段數(shù)影響較大。如圖2示。

圖2 單段式傳動(dòng)軸PTB振型

該動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)只有一段傳動(dòng)軸，無(wú)中間支承。此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱的一部分質(zhì)量通過(guò)連接法蘭附加給傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸本身固有頻率一般在150 Hz～200 Hz以上，但附加質(zhì)量會(huì)拉低整個(gè)系統(tǒng)的彎曲模態(tài)頻率。這種傳動(dòng)系統(tǒng)主要表現(xiàn)為以傳動(dòng)軸主導(dǎo)的1階彎曲模態(tài)，頻率較低的可達(dá)到80 Hz以下或更低(5)。

對(duì)于圖3所示的兩段軸式動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)，前后軸通過(guò)伸縮花鍵和十字軸式萬(wàn)向節(jié)連接，且萬(wàn)向節(jié)處增加中間支承。這種情況下發(fā)動(dòng)機(jī)附加給傳動(dòng)軸的質(zhì)量在前端，中間支承起到中間約束的作用，主要振型表現(xiàn)為以發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱（Powerplant）主導(dǎo)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)1階彎曲模態(tài)，頻率范圍在90 Hz～150 Hz之間左右(6)。

整車(chē)狀態(tài)下PTB頻率應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足大于最高車(chē)速下對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)頻率的1.15倍。如果第一階彎曲模態(tài)振型由傳動(dòng)軸主導(dǎo)，則PTB必須滿(mǎn)足上述設(shè)計(jì)目標(biāo)；但如果第1階彎曲模態(tài)由動(dòng)力總成主導(dǎo)且該頻率不滿(mǎn)足上述PTB目標(biāo)，PT系統(tǒng)應(yīng)在傳動(dòng)軸最大1階動(dòng)不平衡激勵(lì)下完成相應(yīng)次數(shù)的疲勞耐久試驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)通過(guò)后，仍可以讓步簽發(fā)通過(guò)。

圖3 兩段式傳動(dòng)軸PTB振型

2 PTB模態(tài)實(shí)驗(yàn)識(shí)別方法研究

2.1 不同約束條件下錘擊法研究

模態(tài)測(cè)試結(jié)果受邊界條件影響非常明顯。如上圖所示。輕卡車(chē)型中常將駐車(chē)制動(dòng)器裝配在變速箱與傳動(dòng)軸之間，通過(guò)實(shí)驗(yàn)分析，拉上與不拉手剎制動(dòng)器對(duì)PTB頻率影響非常大。

圖4 變速箱與傳動(dòng)軸連接

為了研究不同邊界約束條件對(duì)PTB的影響，本文研究了三種不同的邊界條件：

(1)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)無(wú)約束邊界條件：傳動(dòng)軸在整車(chē)裝配下，傳動(dòng)軸通過(guò)連接螺栓與前后法蘭連接外，無(wú)任何附件約束，且由于傳動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)間隙，它在旋轉(zhuǎn)方向上可轉(zhuǎn)動(dòng)一定角度；

(2)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)反拖扭矩約束邊界條件(7)：變速箱掛一檔，松開(kāi)手剎后人力推動(dòng)車(chē)輛前進(jìn)或后退直到無(wú)法推動(dòng)后，用擋塊頂住驅(qū)動(dòng)輪，用系統(tǒng)本身的反拖扭矩對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行約束；

(3)整車(chē)半聯(lián)動(dòng)約束邊界條件：發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)，變速箱掛一檔，拉上手剎后，利用發(fā)動(dòng)機(jī)半聯(lián)動(dòng)驅(qū)動(dòng)使得整車(chē)向前移動(dòng)直到發(fā)動(dòng)機(jī)熄火，頂住驅(qū)動(dòng)輪。

上述三種邊界條件的區(qū)別在于邊界條件2比邊界條件1多了反拖扭矩約束，而邊界條件3多了手剎約束，且此時(shí)用的是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩約束系統(tǒng)，約束更強(qiáng)。

2.2 實(shí)驗(yàn)過(guò)程

(1)對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行模態(tài)測(cè)試前的測(cè)點(diǎn)選取，如圖5所示。

動(dòng)力總成左右對(duì)稱(chēng)的10個(gè)測(cè)點(diǎn)組成，圖中標(biāo)白點(diǎn)為動(dòng)力總成10個(gè)測(cè)點(diǎn)，前兩個(gè)在發(fā)動(dòng)機(jī)剛體前端,第二對(duì)測(cè)點(diǎn)在發(fā)動(dòng)機(jī)懸置接附點(diǎn)附件，第三隊(duì)測(cè)點(diǎn)在發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱連接殼體處，后4個(gè)測(cè)點(diǎn)在變速箱上。

圖5 動(dòng)力總成模型測(cè)點(diǎn)

(2)對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行模態(tài)測(cè)試前的測(cè)點(diǎn)選取，如下6圖所示。傳動(dòng)軸模型由7個(gè)測(cè)點(diǎn)均等分組成。

圖6 傳動(dòng)軸模型測(cè)點(diǎn)

(3)將上述動(dòng)力總成與傳動(dòng)軸建立坐標(biāo)系并按照測(cè)點(diǎn)的幾何位置進(jìn)行實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ停鐖D7所示。

圖7 傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

(4)將模態(tài)測(cè)試專(zhuān)用加速度振動(dòng)傳感器布置在傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)上，由于測(cè)點(diǎn)較多而傳感器數(shù)量與采集通道數(shù)量有限，本文使用4個(gè)傳感器和一個(gè)模態(tài)測(cè)試力錘，采用分組進(jìn)行數(shù)據(jù)采集；測(cè)點(diǎn)如上圖所示。

(5)保持整車(chē)在上述約束方法1即無(wú)約束狀態(tài),并采用固定力錘激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的方式對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，激勵(lì)位置分別為變速箱與傳動(dòng)軸連接處和傳動(dòng)軸中間處，0～200 Hz內(nèi)對(duì)應(yīng)振型如圖8所示。

圖8 PT系統(tǒng)約束方法1對(duì)應(yīng)振型

(6)保持整車(chē)在約束方法2狀態(tài)，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，0～200 Hz內(nèi)對(duì)應(yīng)振型如圖9所示。

圖9 PT系統(tǒng)約束方法2對(duì)應(yīng)振型

(7)保持整車(chē)在約束方法3狀態(tài)，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，0～200 Hz內(nèi)對(duì)應(yīng)振型如圖10所示。

圖10 PT系統(tǒng)約束方法3對(duì)應(yīng)振型

下表1是3種不同的邊界條件的錘激模態(tài)頻率和模態(tài)振型。

表1 不同邊界條件對(duì)應(yīng)的PTB頻率/Hz

表1顯示不同的約束條件，系統(tǒng)頻率差異較大，其中無(wú)約束邊界條件動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第1階頻率為78.08 Hz，反拖扭矩約束邊界條件動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第1階頻率為85.77 Hz，整車(chē)半聯(lián)動(dòng)約束時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)第1階頻率為97.32 Hz。盡管不同約束邊界條件不一樣，但振型表現(xiàn)卻相同，均為傳動(dòng)軸前端與變速箱連接位置振幅最大的彎曲模態(tài)，如上圖8－圖10所示。

根據(jù)系統(tǒng)固有頻率理論計(jì)算公式

ωi代表系統(tǒng)固有頻率，Ki代表系統(tǒng)剛度，Mi代表系統(tǒng)質(zhì)量。

由公式（3）也可得出，系統(tǒng)質(zhì)量不變的情況下，系統(tǒng)的剛度決定了決定系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率。

2.3 模態(tài)試驗(yàn)方法二：底盤(pán)測(cè)功機(jī)掃頻法

2.3.1 方法介紹

底盤(pán)測(cè)功機(jī)又簡(jiǎn)稱(chēng)轉(zhuǎn)轂，是一種用來(lái)測(cè)試汽車(chē)動(dòng)力性、多工況排放指標(biāo)和燃油指標(biāo)等性能的室內(nèi)臺(tái)架測(cè)試設(shè)備，它用滾筒模擬路面，保證汽車(chē)在實(shí)驗(yàn)室內(nèi)也可以模擬道路行駛工況。轉(zhuǎn)轂掃頻法與激振器法原理上是一致的。從激振系統(tǒng)的角度看，轉(zhuǎn)鼓是一種特殊的激振裝置，如下圖11所示。

圖11 底盤(pán)測(cè)功機(jī)道路模擬測(cè)試

測(cè)功機(jī)掃頻法按驅(qū)動(dòng)裝置分兩種，一種是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩通過(guò)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)到輪胎帶動(dòng)轉(zhuǎn)轂運(yùn)動(dòng)，一種是轉(zhuǎn)轂輸出扭矩通過(guò)車(chē)輪驅(qū)動(dòng)車(chē)輛行駛。

2.3.2 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

首先采用第一種掃頻法得出的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)自功率譜上存在84 Hz和119 Hz兩個(gè)頻率。但無(wú)法直接確認(rèn)是系統(tǒng)彎曲模態(tài)還是動(dòng)力總成本身峰值激勵(lì)頻率。根據(jù)系統(tǒng)的固有特性不隨激勵(lì)頻率的變化而偏移的原理，我們采用第二種掃頻方法，設(shè)定轉(zhuǎn)鼓的最高驅(qū)動(dòng)車(chē)速大于該輕卡的最高車(chē)速，并采集動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的掃頻數(shù)據(jù)，得到PTB頻率。

具體實(shí)驗(yàn)步驟：

(1)在變速箱與傳動(dòng)軸連接法蘭靠近變速箱端布置加速度振動(dòng)傳感器；

(2)車(chē)輛固定至底盤(pán)測(cè)功機(jī)上，輸入實(shí)際道路的最高檔的加速行駛時(shí)間和滑行曲線(xiàn)，模擬樣車(chē)道路上正常加速和帶檔滑行；

(3)設(shè)置轉(zhuǎn)轂最高車(chē)速高于樣車(chē)實(shí)際最高車(chē)速10 km/h～15 km/h，重復(fù)實(shí)驗(yàn)3次；

(4)設(shè)置轉(zhuǎn)轂最高車(chē)速高于步驟3中車(chē)速10 km/h～15 km/h，重復(fù)實(shí)驗(yàn)3次，直至有峰值頻率不隨車(chē)速上升而發(fā)生改變?yōu)橹梗ㄟ^(guò)振動(dòng)峰值來(lái)識(shí)別第1階彎曲頻率。

實(shí)驗(yàn)中以140 km/h和150 km/h兩個(gè)速度用轉(zhuǎn)轂倒拖樣車(chē)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，法蘭處的振動(dòng)加速度自功率譜曲線(xiàn)在84 Hz均存在峰值頻率。如圖12所示。

圖12 轉(zhuǎn)轂掃頻變速箱殼體振動(dòng)加速度自功率譜

該工況與整車(chē)在道路上運(yùn)行的動(dòng)力總成約束狀態(tài)完全一致，頻率不隨掃頻激勵(lì)的變化而發(fā)生偏移，該實(shí)驗(yàn)方法得到的頻率最接近運(yùn)行狀態(tài)的真實(shí)PTB頻率。該車(chē)在道路最高車(chē)速下最高檔位下的傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速為4 950 r/min，對(duì)應(yīng)1階激勵(lì)為82.5 Hz，因此可以判斷，導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)附件失效及車(chē)內(nèi)轟鳴的根本原因?yàn)閭鲃?dòng)系統(tǒng)1階激勵(lì)與PTB頻率耦合共振。

2.4 PTB頻率的提升優(yōu)化

結(jié)合模態(tài)錘擊實(shí)驗(yàn)確定的PTB模態(tài)振型，通過(guò)CAE分析方法尋求傳動(dòng)軸本身及傳動(dòng)軸與變速箱的連接強(qiáng)度優(yōu)化措施。運(yùn)用Hypermesh前處理軟件對(duì)PT系統(tǒng)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并通過(guò)Nastran軟件對(duì)該車(chē)型動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)求解，得出動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第1階彎曲模態(tài)，如表2所示。

表2 PTB CAE分析結(jié)果及優(yōu)化結(jié)果/Hz

CAE仿真分析結(jié)果顯示PTB結(jié)果為82.8 Hz，主要振型是傳動(dòng)軸與變速箱輸出端振動(dòng)最大，分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果吻合度較高。

優(yōu)化方案一，保證傳動(dòng)軸壁厚不變的情況下增大傳動(dòng)軸外徑13 mm，CAE分析PTB頻率提升至93.0 Hz，如上表2所示，PTB頻率提升了11 Hz，效果顯著。樣件PTB實(shí)測(cè)頻率為90.9 Hz。

優(yōu)化方案二，另外通過(guò)將變速箱輸出軸支撐軸承位置后移10 mm來(lái)增強(qiáng)傳動(dòng)軸與變速箱連接處的約束，分析結(jié)果顯示PTB頻率可提升到92.6 Hz。但涉及變速箱設(shè)計(jì)變更大，時(shí)間周期長(zhǎng)，因此該方案未采用。

圖13 傳動(dòng)軸加粗方案?jìng)鲃?dòng)系統(tǒng)掃頻實(shí)驗(yàn)結(jié)果

基于方案一狀態(tài)下PTB頻率與最高車(chē)速下傳動(dòng)軸的1階激勵(lì)頻率82.4 Hz分離未完全滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，通過(guò)標(biāo)定方式將車(chē)輛最高車(chē)速降低3 km/h，最終達(dá)到了PTB頻率大于最高時(shí)速1階激勵(lì)頻率1.15倍要求。

圖14是優(yōu)化方案一并將車(chē)輛最高車(chē)速降低3 km/h后變速箱殼體振動(dòng)與基礎(chǔ)狀態(tài)變速箱殼體振動(dòng)對(duì)比。

圖14 傳動(dòng)軸加粗方案?jìng)鲃?dòng)系統(tǒng)振動(dòng)優(yōu)化效果對(duì)比圖

從圖中可以看出最高車(chē)速下變速箱殼體振動(dòng)加速度由0.9 g降低至0.35 g，變速箱殼體振動(dòng)明顯降低，變速箱附件開(kāi)裂問(wèn)題得到有效解決。

4 結(jié)語(yǔ)

本文對(duì)某國(guó)產(chǎn)輕卡的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)變速箱附件開(kāi)裂的根本原因進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)識(shí)別，確定了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲共振是導(dǎo)致失效的主要原因。通過(guò)在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)布置較少的振動(dòng)加速度傳感器進(jìn)行錘擊實(shí)驗(yàn)，研究動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)不同約束方式對(duì)PTB頻率的影響，同時(shí)確定其具體振型，明確了“動(dòng)力傳動(dòng)系反拖扭矩約束”最接近道路運(yùn)行工況邊界條件。該實(shí)驗(yàn)方法具有測(cè)點(diǎn)少，操作簡(jiǎn)單，時(shí)間準(zhǔn)備短，頻率識(shí)別準(zhǔn)確度高，獲得信息全面的特點(diǎn)。通過(guò)整車(chē)在底盤(pán)測(cè)功機(jī)用不用車(chē)速掃頻的方法，研究了靜態(tài)邊界條件與整車(chē)實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)的對(duì)應(yīng)性，最終確定車(chē)輛實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)下的動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲模態(tài)。最后，通過(guò)CAE分析，提出了增加傳動(dòng)軸直徑的優(yōu)化方案，有效地提高其第1階PTB頻率，徹底解決了動(dòng)力總成附件開(kāi)裂的問(wèn)題，相關(guān)研究對(duì)同類(lèi)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)的識(shí)別及優(yōu)化有較強(qiáng)的借鑒和指導(dǎo)意義。

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