車輛傳動系統瞬態振動特性研究

2021-05-12 04:33:28石興磊鄒家遠

重慶理工大學學報(自然科學) 2021年4期

張晨，石興磊，鄒家遠

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

車輛傳動系統是保證車輛動力平穩及正常行駛的核心結構，由發動機-減振器-變速箱-傳動軸等部件組成。在恒定擋位及轉速、扭矩的工況下，發動機輸出動力比較平穩，車輛能夠穩定行駛。但在瞬時工況下（如松、踩油門踏板，加減速等狀態），發動機激勵發生突變，傳動系統的路徑載荷將發生變化。由于飛輪剛度、傳動系剛度、傳動間隙及半軸剛度等因素的影響，容易引起傳動系統各零部件的振動沖擊等NVH問題，影響車輛的舒適性［1］。為增強車輛行駛過程中的平順性及提高車輛NVH性能，需要針對車輛傳動系統的瞬態工況進行動力學建模分析，研究輸入激勵瞬態變化條件下車輛傳動系統各個元件的載荷及運動狀態。

國內外關于動力傳動系統扭振方面的研究早期主要集中在穩態工況，但隨著人們對車輛動力及NVH性能要求的提高，關于瞬態工況的扭振性能研究成為了關注重點［2］。

國外方面，Padmanabhan C等［3］討論了不同離合器設計方案對汽車傳動系噪聲的影響，分析了非線性離合器的降噪性能和離合器沖擊加速度對變速箱敲齒聲的影響，發現提升離合器剛度的非線性度使剛度值更加平緩，可有效降低變速箱振動沖擊的強度。Choi Y C等［4］建立了適用于動力傳動系動態響應分析的簡化模型，分析關鍵參數變化對系統的影響，在此基礎上實車測試2、3擋點踩油門工況傳動系的“shuffle”特性，發現“shuffle”是發動機輸出力矩突然變化而引起的，發動機包括飛輪的轉動慣量是影響“shuffle”特性的關鍵參數。國內方面，康強等［5］針對某前置后驅車建立了傳動系的扭振當量模型，分析了各部件扭轉剛度及轉動慣量對扭振模態的靈敏度，為車輛傳動系統振動沖擊的改善提供依據。閆明剛等［6］以某混合動力車輛傳動系為研究對象，建立系統扭轉振動仿真模型，進行扭振響應計算與分析，并在非穩態工況下仿真得到傳動系統的瞬態扭振響應，進一步分析了關鍵結構參數或工況參數對扭轉振動響應的影響。陳志遠［7］在不同激勵的發動機激勵下，對車輛傳動系統進行扭振建模，得到了多缸機激勵的統一公式。隨后對扭振模型進行數值求解，得到了動力傳動系各部件在任意時刻的扭振狀況。袁旺等［8］考慮離合器扭轉減振器非線性剛度、齒輪嚙合時變剛度和齒輪側隙，建立了乘用車傳動系3擋集中參數扭振模型，發現小剛度的離合器扭轉減振器可以有效改善傳動系的瞬態性能。

上述文獻針對車輛傳動系統的瞬態工況展開了大量理論建模分析，但很少針對傳動系統內部關鍵參數變化對車輛瞬態振動沖擊影響規律進行研究。本文中以某型前置前驅車輛傳動系統為研究對象，建立動力傳動系統動力學模型；隨后在tip-in（固定擋位點踩油門）工況下，研究雙質量飛輪剛度及慣量、齒輪嚙合間隙、傳動軸扭轉剛度等關鍵參數對系統瞬態振動沖擊狀態的影響規律；最后通過多參數優化設計得到車輛瞬態平穩性最佳狀態方案，為車輛傳動系統NVH性能提升提供理論依據。

1 傳動系統動力學模型

1.1 研究對象

對于傳動系統的振動特性研究，通常采用有限元法建?；蚣匈|量模型，集中質量模型計算效率更高。本文中采用質量-彈簧的集中質量方法建模［9-10］。以某車輛傳動系統為研究對象（如圖1所示），主要包含發動機、雙質量飛輪、離合器、各擋位齒輪、傳動軸、差速器及輪轂等部件。以5擋為例，對傳動系統進行簡化及等效計算，得到該車型5擋傳動系統等效當量示意圖，如圖2。

圖1 某車型傳動系統簡圖

圖2 5擋對應傳動系統當量示意圖

圖2中各質量點含義、慣量及質量點間扭轉剛度參數如表1所示。其中，編號 1、2、3、5、7、8剛度分別代表各質量點后軸段扭轉剛度。

表1 5擋下各傳遞元件參數

圖2中，質量點3、4之間、質量點7、8之間、質量點7、9之間分別為輸入軸、左半軸和右半軸。質量點4、5之間、質量點6、7之間分別為擋位齒輪副及主減齒輪副。考慮各輪齒間嚙合間隙bm和嚙合剛度km，如圖3所示。嚙合剛度km通過文獻［11］計算得到。

圖3 傳動間隙示意圖

1.2 傳動系統動力學方程

針對上述研究對象的9自由度車輛傳動系統，通過牛頓-歐拉方程法建立傳動系統動力學方程，如式（1）所示。

式中：Ji，i＝1，…，9代表各集中點慣量i＝1，…，9代表各集中質量點的旋轉角、角速度及角加速度；M0為發動機輸出扭矩；M1、M2分別為左右車輪及車身端等效負載；k34、k78、k79分別為各傳動軸扭轉剛度；c23、c34、c78、c79分別為各傳動軸扭轉阻尼；r4、r5、r6、r7分別為對應齒輪分度圓半徑。Fm45、Fm67分別為擋位齒輪副和主減齒輪副嚙合力，表達如式（2）（3）所示。

其中：km45、km67分別為各齒輪副時變嚙合剛度；bm45、bm67為各齒側間隙。當主被動齒輪相對位移量大于齒側間隙時，開始傳遞嚙合力；否則，嚙合力為0，如圖4所示。圖4中，δ代表主被動齒輪相對位移量，Fm代表齒輪嚙合力。

圖4 齒輪嚙合力示意圖

2 傳動系統動力學模型仿真分析

車輛傳動系統中采用四缸發動機合成扭矩作為輸入激勵，發動機輸入平均扭矩為190 N·m，平均轉速為1 500 r／min，如圖5所示。圖5中，車輛在5擋滑行過程中，2.5 s時油門踏板（tip-in工況）突然被踩下，使傳動系統瞬間受載驅動前進。本文中忽略加載扭矩提升過程所需時間。

圖5 發動機輸出扭矩示意圖

針對建立的傳動系統動力學模型，在上述發動機激勵載荷下，通過 Matlab軟件采用4階Runge-Kutta法進行求解計算。為研究傳遞間隙對傳動系統激勵的影響規律，分別對初始傳遞間隙及修改傳遞間隙后的傳動系統進行動力學仿真分析。影響傳動系統瞬態沖擊性能的關鍵參數初始值如表2所示。

表2 傳動系統關鍵參數

圖6～8分別為原狀態結構參數下擋位齒輪嚙合力、主減齒輪嚙合力和輪轂加速度?？梢钥闯觯S著發動機扭矩在2.5 s迅速提升，擋位和主減齒輪嚙合力發生明顯的嚙合沖擊現象，這是引起車內異響的重要因素。同時，輪轂加速度發生突變，導致車身出現頓挫感，影響車輛平順性。

圖6 擋位齒輪副嚙合力

圖7 主減齒輪副嚙合力

圖8 輪轂加速度

為便于計算分析，分別定義擋位齒輪嚙合系數fs、主減齒輪嚙合系數fr和輪轂加速度系數fh，表達式見（4）～（6）。

式中：（Fms）max、（Fmr）max、（ah）max分別為發動機扭矩提升瞬間擋位齒輪嚙合力、主減齒輪嚙合力和輪轂加速度產生的最大值；（Fms）average、（Fmr）average、（ah）average分別為發動機扭矩穩定后一段時間擋位齒輪嚙合力、主減齒輪嚙合力和輪轂加速度的平均值。從圖6～8中可以看出，原設計結構參數下，傳動系統在tip-in過程中擋位齒輪嚙合系數、主減齒輪嚙合系數及輪轂加速度系數分別為1.71、1.66、1.75。

隨后，分別在允許參數設計范圍內分析不同設計參數對傳動系統瞬態振動特性的影響。在精度、強度及結構尺寸要求下設計傳動系統關鍵參數變化區間如表3所示。

表3 傳動系統關鍵參數設計區間

分析過程中，分別對各參數在設計區間內等間距取50個參數值。由于齒輪間隙參數不會影響系統固有模態［12］，且飛輪扭轉剛度與半軸扭轉剛度相差較大，故各參數之間相互影響較小。因此，本研究中忽略變量參數之間的相互耦合作用，改變單一參數同時保持其他設計參數不變。通過仿真分析得到擋位齒輪嚙合系數、主減齒輪嚙合系數和輪轂加速度系數在不同擋位齒間隙、主減齒間隙、飛輪剛度、飛輪慣量及半軸剛度參數下的變化規律，結果如圖9～11所示。從圖9可以看出：隨著擋位齒間隙變化，發動機扭矩提升瞬間的擋位齒輪嚙合系數逐漸增大。齒側間隙小于第15取值點（94μm）時，擋位齒輪嚙合系數達到最小值（1.60）且保持穩定。其他設計參數變化對擋位齒輪嚙合系數無明顯影響。

圖9 不同參數的擋位齒輪嚙合力

圖10所示為主減齒輪嚙合系數隨設計參數變化規律。可以看出，齒側間隙小于第20取值點（170μm）時，主減齒輪嚙合系數達到最小值（1.49）。擋位齒側間隙變化對主減齒輪嚙合系數也有一定影響。其他結構參數變化對主減齒輪嚙合系數無明顯影響。

圖10 不同參數的主減齒輪嚙合力

圖11所示為輪轂加速度系數隨設計參數變化規律。可以看出，齒側間隙的變化對輪轂加速度系數幾乎沒有改善作用。飛輪扭轉剛度、慣量及半軸剛度對輪轂加速度系數均存在不同程度影響。飛輪扭轉剛度、慣量及半軸扭轉剛度分別為304 N·m／rad，0.096 kg·m2，7 760 N·m／rad時，輪轂加速度系數達到對應影響參數的最小值為1.62、1.68、1.51。

從上述分析結果可以發現，單一結構參數變化時，傳動系統在tip-in過程沖擊瞬間的各參數指標均存在最小值，對應最優結構設計參數如表4所示。