車輛傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)振動(dòng)特性研究

張 晨，石興磊，鄒家遠(yuǎn)

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

車輛傳動(dòng)系統(tǒng)是保證車輛動(dòng)力平穩(wěn)及正常行駛的核心結(jié)構(gòu)，由發(fā)動(dòng)機(jī)-減振器-變速箱-傳動(dòng)軸等部件組成。在恒定擋位及轉(zhuǎn)速、扭矩的工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出動(dòng)力比較平穩(wěn)，車輛能夠穩(wěn)定行駛。但在瞬時(shí)工況下（如松、踩油門踏板，加減速等狀態(tài)），發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)發(fā)生突變，傳動(dòng)系統(tǒng)的路徑載荷將發(fā)生變化。由于飛輪剛度、傳動(dòng)系剛度、傳動(dòng)間隙及半軸剛度等因素的影響，容易引起傳動(dòng)系統(tǒng)各零部件的振動(dòng)沖擊等NVH問題，影響車輛的舒適性［1］。為增強(qiáng)車輛行駛過程中的平順性及提高車輛NVH性能，需要針對(duì)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的瞬態(tài)工況進(jìn)行動(dòng)力學(xué)建模分析，研究輸入激勵(lì)瞬態(tài)變化條件下車輛傳動(dòng)系統(tǒng)各個(gè)元件的載荷及運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

國(guó)內(nèi)外關(guān)于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振方面的研究早期主要集中在穩(wěn)態(tài)工況，但隨著人們對(duì)車輛動(dòng)力及NVH性能要求的提高，關(guān)于瞬態(tài)工況的扭振性能研究成為了關(guān)注重點(diǎn)［2］。

國(guó)外方面，Padmanabhan C等［3］討論了不同離合器設(shè)計(jì)方案對(duì)汽車傳動(dòng)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(duì)變速箱敲齒聲的影響，發(fā)現(xiàn)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(dòng)沖擊的強(qiáng)度。Choi Y C等［4］建立了適用于動(dòng)力傳動(dòng)系動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析的簡(jiǎn)化模型，分析關(guān)鍵參數(shù)變化對(duì)系統(tǒng)的影響，在此基礎(chǔ)上實(shí)車測(cè)試2、3擋點(diǎn)踩油門工況傳動(dòng)系的“shuffle”特性，發(fā)現(xiàn)“shuffle”是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出力矩突然變化而引起的，發(fā)動(dòng)機(jī)包括飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是影響“shuffle”特性的關(guān)鍵參數(shù)。國(guó)內(nèi)方面，康強(qiáng)等［5］針對(duì)某前置后驅(qū)車建立了傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量模型，分析了各部件扭轉(zhuǎn)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)扭振模態(tài)的靈敏度，為車輛傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)沖擊的改善提供依據(jù)。閆明剛等［6］以某混合動(dòng)力車輛傳動(dòng)系為研究對(duì)象，建立系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，進(jìn)行扭振響應(yīng)計(jì)算與分析，并在非穩(wěn)態(tài)工況下仿真得到傳動(dòng)系統(tǒng)的瞬態(tài)扭振響應(yīng)，進(jìn)一步分析了關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)或工況參數(shù)對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)的影響。陳志遠(yuǎn)［7］在不同激勵(lì)的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下，對(duì)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行扭振建模，得到了多缸機(jī)激勵(lì)的統(tǒng)一公式。隨后對(duì)扭振模型進(jìn)行數(shù)值求解，得到了動(dòng)力傳動(dòng)系各部件在任意時(shí)刻的扭振狀況。袁旺等［8］考慮離合器扭轉(zhuǎn)減振器非線性剛度、齒輪嚙合時(shí)變剛度和齒輪側(cè)隙，建立了乘用車傳動(dòng)系3擋集中參數(shù)扭振模型，發(fā)現(xiàn)小剛度的離合器扭轉(zhuǎn)減振器可以有效改善傳動(dòng)系的瞬態(tài)性能。

上述文獻(xiàn)針對(duì)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的瞬態(tài)工況展開了大量理論建模分析，但很少針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部關(guān)鍵參數(shù)變化對(duì)車輛瞬態(tài)振動(dòng)沖擊影響規(guī)律進(jìn)行研究。本文中以某型前置前驅(qū)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型；隨后在tip-in（固定擋位點(diǎn)踩油門）工況下，研究雙質(zhì)量飛輪剛度及慣量、齒輪嚙合間隙、傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)剛度等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)瞬態(tài)振動(dòng)沖擊狀態(tài)的影響規(guī)律；最后通過多參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)得到車輛瞬態(tài)平穩(wěn)性最佳狀態(tài)方案，為車輛傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能提升提供理論依據(jù)。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

1.1 研究對(duì)象

對(duì)于傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)特性研究，通常采用有限元法建?；蚣匈|(zhì)量模型，集中質(zhì)量模型計(jì)算效率更高。本文中采用質(zhì)量-彈簧的集中質(zhì)量方法建模［9-10］。以某車輛傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象（如圖1所示），主要包含發(fā)動(dòng)機(jī)、雙質(zhì)量飛輪、離合器、各擋位齒輪、傳動(dòng)軸、差速器及輪轂等部件。以5擋為例，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化及等效計(jì)算，得到該車型5擋傳動(dòng)系統(tǒng)等效當(dāng)量示意圖，如圖2。

圖1 某車型傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

圖2 5擋對(duì)應(yīng)傳動(dòng)系統(tǒng)當(dāng)量示意圖

圖2中各質(zhì)量點(diǎn)含義、慣量及質(zhì)量點(diǎn)間扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)如表1所示。其中，編號(hào) 1、2、3、5、7、8剛度分別代表各質(zhì)量點(diǎn)后軸段扭轉(zhuǎn)剛度。

表1 5擋下各傳遞元件參數(shù)

圖2中，質(zhì)量點(diǎn)3、4之間、質(zhì)量點(diǎn)7、8之間、質(zhì)量點(diǎn)7、9之間分別為輸入軸、左半軸和右半軸。質(zhì)量點(diǎn)4、5之間、質(zhì)量點(diǎn)6、7之間分別為擋位齒輪副及主減齒輪副?？紤]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(xiàn)［11］計(jì)算得到。

圖3 傳動(dòng)間隙示意圖

1.2 傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程

針對(duì)上述研究對(duì)象的9自由度車輛傳動(dòng)系統(tǒng)，通過牛頓-歐拉方程法建立傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，如式（1）所示。

式中：Ji，i＝1，…，9代表各集中點(diǎn)慣量i＝1，…，9代表各集中質(zhì)量點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角、角速度及角加速度；M0為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩；M1、M2分別為左右車輪及車身端等效負(fù)載；k34、k78、k79分別為各傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)剛度；c23、c34、c78、c79分別為各傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)阻尼；r4、r5、r6、r7分別為對(duì)應(yīng)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(dá)如式（2）（3）所示。

其中：km45、km67分別為各齒輪副時(shí)變嚙合剛度；bm45、bm67為各齒側(cè)間隙。當(dāng)主被動(dòng)齒輪相對(duì)位移量大于齒側(cè)間隙時(shí)，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(dòng)齒輪相對(duì)位移量，F(xiàn)m代表齒輪嚙合力。

圖4 齒輪嚙合力示意圖

2 傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型仿真分析

車輛傳動(dòng)系統(tǒng)中采用四缸發(fā)動(dòng)機(jī)合成扭矩作為輸入激勵(lì)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸入平均扭矩為190 N·m，平均轉(zhuǎn)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(shí)油門踏板（tip-in工況）突然被踩下，使傳動(dòng)系統(tǒng)瞬間受載驅(qū)動(dòng)前進(jìn)。本文中忽略加載扭矩提升過程所需時(shí)間。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩示意圖

針對(duì)建立的傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，在上述發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)載荷下，通過 Matlab軟件采用4階Runge-Kutta法進(jìn)行求解計(jì)算。為研究傳遞間隙對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)的影響規(guī)律，分別對(duì)初始傳遞間隙及修改傳遞間隙后的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析。影響傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)沖擊性能的關(guān)鍵參數(shù)初始值如表2所示。

表2 傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)

圖6～8分別為原狀態(tài)結(jié)構(gòu)參數(shù)下?lián)跷积X輪嚙合力、主減齒輪嚙合力和輪轂加速度?？梢钥闯?，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩在2.5 s迅速提升，擋位和主減齒輪嚙合力發(fā)生明顯的嚙合沖擊現(xiàn)象，這是引起車內(nèi)異響的重要因素。同時(shí)，輪轂加速度發(fā)生突變，導(dǎo)致車身出現(xiàn)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(jì)算分析，分別定義擋位齒輪嚙合系數(shù)fs、主減齒輪嚙合系數(shù)fr和輪轂加速度系數(shù)fh，表達(dá)式見（4）～（6）。

式中：（Fms）max、（Fmr）max、（ah）max分別為發(fā)動(dòng)機(jī)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(chǎn)生的最大值；（Fms）average、（Fmr）average、（ah）average分別為發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩穩(wěn)定后一段時(shí)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(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)參數(shù)下，傳動(dòng)系統(tǒng)在tip-in過程中擋位齒輪嚙合系數(shù)、主減齒輪嚙合系數(shù)及輪轂加速度系數(shù)分別為1.71、1.66、1.75。

隨后，分別在允許參數(shù)設(shè)計(jì)范圍內(nèi)分析不同設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)振動(dòng)特性的影響。在精度、強(qiáng)度及結(jié)構(gòu)尺寸要求下設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)變化區(qū)間如表3所示。

表3 傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)設(shè)計(jì)區(qū)間

分析過程中，分別對(duì)各參數(shù)在設(shè)計(jì)區(qū)間內(nèi)等間距取50個(gè)參數(shù)值。由于齒輪間隙參數(shù)不會(huì)影響系統(tǒng)固有模態(tài)［12］，且飛輪扭轉(zhuǎn)剛度與半軸扭轉(zhuǎn)剛度相差較大，故各參數(shù)之間相互影響較小。因此，本研究中忽略變量參數(shù)之間的相互耦合作用，改變單一參數(shù)同時(shí)保持其他設(shè)計(jì)參數(shù)不變。通過仿真分析得到擋位齒輪嚙合系數(shù)、主減齒輪嚙合系數(shù)和輪轂加速度系數(shù)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(shù)下的變化規(guī)律，結(jié)果如圖9～11所示。從圖9可以看出：隨著擋位齒間隙變化，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩提升瞬間的擋位齒輪嚙合系數(shù)逐漸增大。齒側(cè)間隙小于第15取值點(diǎn)（94μm）時(shí)，擋位齒輪嚙合系數(shù)達(dá)到最小值（1.60）且保持穩(wěn)定。其他設(shè)計(jì)參數(shù)變化對(duì)擋位齒輪嚙合系數(shù)無(wú)明顯影響。

圖9 不同參數(shù)的擋位齒輪嚙合力

圖10所示為主減齒輪嚙合系數(shù)隨設(shè)計(jì)參數(shù)變化規(guī)律?？梢钥闯?，齒側(cè)間隙小于第20取值點(diǎn)（170μm）時(shí)，主減齒輪嚙合系數(shù)達(dá)到最小值（1.49）。擋位齒側(cè)間隙變化對(duì)主減齒輪嚙合系數(shù)也有一定影響。其他結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)主減齒輪嚙合系數(shù)無(wú)明顯影響。

圖10 不同參數(shù)的主減齒輪嚙合力

圖11所示為輪轂加速度系數(shù)隨設(shè)計(jì)參數(shù)變化規(guī)律?？梢钥闯觯X側(cè)間隙的變化對(duì)輪轂加速度系數(shù)幾乎沒有改善作用。飛輪扭轉(zhuǎn)剛度、慣量及半軸剛度對(duì)輪轂加速度系數(shù)均存在不同程度影響。飛輪扭轉(zhuǎn)剛度、慣量及半軸扭轉(zhuǎn)剛度分別為304 N·m／rad，0.096 kg·m2，7 760 N·m／rad時(shí)，輪轂加速度系數(shù)達(dá)到對(duì)應(yīng)影響參數(shù)的最小值為1.62、1.68、1.51。

從上述分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，單一結(jié)構(gòu)參數(shù)變化時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)在tip-in過程沖擊瞬間的各參數(shù)指標(biāo)均存在最小值，對(duì)應(yīng)最優(yōu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)如表4所示。

圖11 不同參數(shù)的輪轂加速度

表4 最優(yōu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)

最后，在上述最優(yōu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)下對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，并將結(jié)果與系統(tǒng)初始設(shè)計(jì)狀態(tài)對(duì)比，結(jié)果如圖12～14所示。

圖12 擋位齒輪嚙合力

圖13 主減齒輪嚙合力

圖14 輪轂加速度

從圖中可以看出，車輛在tip-in過程中，優(yōu)化后的傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)沖擊程度相比原系統(tǒng)有明顯降低。擋位齒輪嚙合系數(shù)fs、主減齒輪嚙合系數(shù)fr和輪轂加速度系數(shù)fh分別由初始的1.71、1.66、1.75降低至1.48、1.50、1.49。車輛平順性及異響問題得到大幅改善。

3 結(jié)論

1）傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪間隙的變化對(duì)齒輪瞬態(tài)沖擊現(xiàn)象影響顯著，當(dāng)間隙減小到一定值時(shí)，嚙合沖擊降到最小且保持不變。此外，齒輪間隙變化對(duì)輸出端輪轂沖擊無(wú)明顯影響。

2）飛輪扭轉(zhuǎn)剛度及慣量、驅(qū)動(dòng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度的變化對(duì)傳動(dòng)齒輪嚙合沖擊現(xiàn)象影響微小，對(duì)輸出端輪轂沖擊影響顯著，其中對(duì)驅(qū)動(dòng)半軸的剛度變化最敏感。

3）車輛扭矩發(fā)生突變過程（tip-in）中，會(huì)導(dǎo)致車輛頓挫感（輪轂加速度突變）及傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊異響（齒輪嚙合力沖擊）。齒輪嚙合間隙的優(yōu)化可以改善tip-in過程中的異響現(xiàn)象，而飛輪扭轉(zhuǎn)剛度及慣量、驅(qū)動(dòng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度的變化可以改善車輛的頓挫感，提高車輛平順性。