某款配置手動變速箱汽車傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)分析

田文祥 繆國

摘 要：本文主要針對某款配置六擋手動變速箱的汽車，建立了從發(fā)動機到車輪整個傳動系統(tǒng)的扭振模型，通過自由振動計算分析獲得了各擋位工況下傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)頻率及對應(yīng)階的振型。進一步對比分析了不同擋位對傳動系扭振模態(tài)頻率的影響;最后對同一擋位的模態(tài)特征進行了貢獻度分析，為手動擋車輛傳動系統(tǒng)扭振調(diào)諧提供參考。

關(guān)鍵詞：手動變速箱 前置后驅(qū) 扭振分析 模態(tài)分析 貢獻度分析

1 引言

汽車動力傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、離合器、變速箱、萬向節(jié)、傳動軸、主減速器、差速器、驅(qū)動半軸和車輪等組成，它們之間通過各種形式的連接構(gòu)成了力學(xué)特性較為復(fù)雜的傳動鏈;在整個傳動鏈中有轉(zhuǎn)動慣量相關(guān)較大的部位，也有扭轉(zhuǎn)剛度相對較大的部位，在實際使用過程中這些部位會發(fā)生動勢能的相互轉(zhuǎn)換，形成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，在激勵的作用下系統(tǒng)會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。當激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率接近時，系統(tǒng)會出現(xiàn)強烈的扭轉(zhuǎn)共振，相關(guān)部件所受載荷將急劇增加。若這種情況發(fā)生在車輛經(jīng)常使用的范圍內(nèi)，將對動力傳動系統(tǒng)零件的使用壽命有嚴重影響。情況嚴重時，傳動系統(tǒng)中甚至還會出現(xiàn)負轉(zhuǎn)矩，使嚙合的輪齒間發(fā)生撞擊，并產(chǎn)生強烈的噪聲，增加對車內(nèi)及車上環(huán)境的噪聲污染[1]。在傳動系匹配設(shè)計的時候，通過合理調(diào)整動力傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)頻率分布[2-5]，使其避開發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速對應(yīng)的激勵頻率及避開懸置系統(tǒng)的關(guān)鍵模態(tài)頻率，有利用降低由傳動系統(tǒng)扭振導(dǎo)致的車內(nèi)異響，提高整車聲品質(zhì)[6]。

本文以一款配置手動變速箱的前置后驅(qū)動力傳動系車型為例，建立了從發(fā)動機到車輪整個傳動系的詳細的扭振模型，通過自由振動計算分析獲得了各擋位工況下傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)頻率及對應(yīng)階的振型。進一步對比分析了不同擋位對傳動系扭振模態(tài)頻率的影響;然后對同一擋位的模態(tài)特征進行了貢獻度分析，從機理端找出對特定階模態(tài)頻率影響最大的慣量單元和剛度單元，為汽車動力傳動系統(tǒng)扭振調(diào)諧提供指導(dǎo)。

2 動力傳動系統(tǒng)建模

動力傳動系首端為發(fā)動機，末端為車輪及與之相連的車身平動質(zhì)量，組成了一個多質(zhì)量的彈性扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)。在計算系統(tǒng)的固有頻率和振型時，忽略系統(tǒng)的阻尼，即分析系統(tǒng)的無阻尼自由振動特性，給出無阻尼自振頻率和相應(yīng)階的振型。

圖1為根據(jù)振動力學(xué)理論和扭振分析當量簡化原則，使用Amesim軟件建立的上文提到的一款配置手動變速箱的前置后驅(qū)動力傳動系汽車的扭振模態(tài)分析模型。如圖1中所示，區(qū)別與以往扭振分析工作中將變速箱簡單的簡化為一個慣量單元和剛度單元，為了充分了解變速箱內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)振動特性，文中對變速箱部分進行了較詳細的當量簡化建模。模型中有22個慣量單元和18個剛度單元，模型慣量參數(shù)如表1所示，模型剛度參數(shù)如表2所示。

3 傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)計算及分析

通過自由振動分析，得到各擋位工況傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動固有頻率如表3所示。

由固有頻率表3分析可知，第一階模態(tài)頻率分布在3Hz～10Hz，頻率隨擋位升高而增大。第二階模態(tài)頻率分布在64Hz～37Hz，頻率隨擋位升高而減小，對應(yīng)的工作轉(zhuǎn)速在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。第三階模態(tài)頻率分析布在151Hz～203Hz，頻率隨擋位的升高而增大。第四階模態(tài)頻率穩(wěn)定在353Hz左右。

圖2給出了一擋工況前四階模態(tài)頻率對應(yīng)的模態(tài)振型的分析結(jié)果，篇幅原因其它擋位的振型分析結(jié)果不便給出。

由振型圖分析可知，第一階為系統(tǒng)模態(tài)，振型中幅值較大的部位在飛輪、輸入軸。第二階也為系統(tǒng)模態(tài)，振型中幅值較大的部位在輸入軸、中間軸，且由上面的頻率分析結(jié)果可知，該階模態(tài)對應(yīng)的工作轉(zhuǎn)速在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，該階模態(tài)易被激起，可能會導(dǎo)致變速箱敲擊異響。第三階同樣為系統(tǒng)模態(tài)，振型與第二階相似，在傳動軸段有稍許變化。第四階為半軸局部模態(tài)。

4 傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)頻率貢獻度分析

通過空間變換處理，可以得到各擋位前四階扭振模態(tài)貢獻度分析結(jié)果，篇幅原因下面只給出了三擋前四階模態(tài)貢獻度分析結(jié)果如圖3所示，其中I表示慣量單元，C表示剛度單元。

由分析可知，第一階系統(tǒng)模態(tài)的頻率主要受飛輪慣量、離合器剛度、半軸剛度的影響，且隨著擋位升高離合器剛度的影響占比增大，半軸剛度的影響占比減小。第二階系統(tǒng)模態(tài)的頻率主要受離合器剛度、半軸剛度、差殼轉(zhuǎn)動慣量的影響，隨著擋位的升高半軸剛度、差殼轉(zhuǎn)動慣量的影響占比增大。第三階系統(tǒng)模態(tài)的頻率主要受傳動軸剛度和差殼轉(zhuǎn)動慣量的影響，它們的影響占比隨擋位的變化不大。第四階半軸局部模態(tài)的頻率主要受半軸剛度和半軸轉(zhuǎn)動慣量的影響，它們的影響占比隨擋位的變化不大。

5 結(jié)語

本文以一款配置手動變速箱的前置后驅(qū)動力傳動系車型為例，建立了從發(fā)動機到車輪整個傳動系的詳細的扭振模型，通過自由振動計算分析獲得了各擋位工況下傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)頻率及對應(yīng)階的振型。結(jié)論如下：

1）對比分析了不同擋位對傳動系扭振模態(tài)頻率的影響，分析發(fā)現(xiàn)，第一階模態(tài)頻率隨擋位升高而增大。第二階模態(tài)頻率隨擋位升高而減小。第三階模態(tài)頻率隨擋位的升高而增大。第四階模態(tài)頻率較穩(wěn)定，不隨擋位的變化而變化。

2）通過對系統(tǒng)模態(tài)振型的分析發(fā)現(xiàn)，第一階為系統(tǒng)模態(tài)，振型中幅值較大的部位在飛輪、輸入軸。第二階也為系統(tǒng)模態(tài)，振型中幅值較大的部位在輸入軸、中間軸，且由上面的頻率分析結(jié)果可知，該階模態(tài)對應(yīng)的工作轉(zhuǎn)速在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，該階模態(tài)易被激起，可能會導(dǎo)致Rattle。第三階同樣為系統(tǒng)模態(tài)，振型與第二階相似，在傳動軸段有稍許變化。第四階為半軸局部模態(tài)。

3）然后對同一擋位的模態(tài)特征進行了貢獻度分析，從機理端找出對特定階模態(tài)頻率影響最大的慣量單元和剛度單元，為汽車動力傳動系統(tǒng)扭振調(diào)諧提供指導(dǎo)。

參考文獻：

[1]喻凡 and 林逸，汽車系統(tǒng)動力學(xué). 2005：機械工業(yè)出版社.

[2]康強，et al.，某前置后驅(qū)乘用車傳動系扭振模態(tài)理論計算及試驗測試. 汽車技術(shù)，2015（01）：p.40-43.

[3]畢金亮，et al.，動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)及靈敏度分析.振動工程學(xué)報，2010.23（06）：p.676-680.

[4]陳宏強，汽車動力傳動系扭振分析與仿真優(yōu)化.2012，湖南大學(xué).

[5]蔡輝，后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)設(shè)計與扭振分析. 2015，南京航空航天大學(xué).

[6]HaraldNaunheimer，瑙海姆，宋進桂，et al. 汽車變速器理論基礎(chǔ)、選擇、設(shè)計與應(yīng)用[M]. 機械工業(yè)出版社，2014.