动力传动系统扭转振动的分析及控制

Vol34No.3Jun.2014噪声与振动控制NOISEANDVIBRATIONCONTROL第34卷第3期2014年6月文章编号：1006-1355(2014)03-0020-06动力传动系统扭转振动的分析及控制任丽丽，施善，刘友波（北汽福田汽车股份有限公司乘用车设计院，北京102206）摘要：随着国内汽车企业对车辆质量要求的升级，噪声振动的控制技术备受重视，来自系统设计相关的噪声振动需要靠实车测试及计算机模拟的配合来解决。动力传动系统的扭转共振就是一个这样的噪声振动问题，利用系统化步骤解决这个问题的优点是它适用于各种类型的车辆，仿真模拟是解决这个问题的核心技术。首先根据发动机到车桥整个动力系各单元部件的转动惯量、扭转刚度及阻尼来建振动力学模型，然后分析系统的自然频率、模态及频响，进行数模的开发过程与测试对比，这种方法对车辆性能优化问题非常有效。关键词：振动与波；扭转振动；动力传动系统；频率；频响；阻尼中图分类号：U467.4+92文献标识码：ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2014.03.005AnalysisandControlofTorsionalVibrationofVehicleAnalysisandControlofTorsionalVibrationofVehicle’’sPowertrainsPowertrainRENLi-li,SHIShan,LIUYou-Bo(AutomotiveEngineeringResearchInstitute,BeiqiFotonMotorCo.Ltd.,Beijing102206,China)AbstractAbstract:VehicleNVHcontrolhasgainedincreasingattentionofdomesticautomakersinanefforttopromotevehicle’squality.Tosolvetheproblem,theintegratedproducttestingandsimulationmodelingarenecessary.OneexampleofsystemNVHproblemthatcanbebenefitedbythisapproachisthepowertraintorsionalvibration.Thekeytechnologyinthisapproachisthedevelopmentofaneffectivesimulationmodel.Firstofall,dynamicparameterssuchasthetorsionalstiffness,momentofinertiaandtorsionaldampingofindividualpartsaremeasuredorcalculated.Then,theseparametersareusedtosimulatethepowertraintorsionalvibrationforitsnaturalfrequencies,modeshapesandfrequencyresponses.Withthismethod,thevehicle’sperformancecanbeoptimizedeasily.KeywordsKeywords:vibrationandwave;torsionalvibration;powertrain;frequency;frequencyresponse;damping近年来，随着生活水平的提高，选择车辆时，人们更注重车辆的各种性能，如NVH、操控性、舒适性等。目前，卡车、SUV等纵置后驱车型传动系统较长，易产生传动系统扭转共振问题，引起噪声、振动、耐久性等问题。产生共振时系统振幅较大，传递的扭矩增大，系统中承受大扭矩的部件很快被破坏。一般最先破坏的是油封，然后是齿轮轴承，最后是各种旋转部件。解决传动系统扭转振动问题是提高车辆舒适性、耐久性的一个关键项目，现阶段，大家越来越关注传动系统扭转振动问题。计算机仿真为预测和优化动力传动系统扭转振动问题提供一种有效收稿日期：2013-06-14作者简介：任丽丽（1983-），女，安徽淮北人，学士，北京福田汽车股份有限公司工程师，主要研究方向：汽车结构强度、NVH。E-mail:[e-mail]的方法，这种方法还可以应用于汽车其它产品的开发、优化和验证。11理论知识介绍11..11基本公式转动系统多自由度受迫振动的微分方程为[]I·{}θ̈+[C]·{}θ̇+[]K·{}θ={}T（1）其中{θθ}——角位移幅值列矢量；[KK]——扭转刚度矩阵；[II]——转动惯量矩阵；[CC]——黏性阻尼矩阵；{TT}——激振力矩。11..22振动特性系统振动由三个特性决定：自然频率、振型、频响，共振时通过调节这三个特性使系统得到改善。第3期针对传动系统扭转振动问题对这三个特性分别进行描述：（1）自然频率：传动系统的自然频率由各子系统的扭转刚度和转动惯量决定，它是系统的固有属性，自然频率个数和模型中自由度的数量相等；（2）振型：描述系统在自然频率下如何振动以及相对振幅，每一阶自然频率都有不同的振型；（3）频响：在激振力的作用下，各子系统的振幅分别是多少，与各子系统的扭转刚度、转动惯量，系统的约束方式、激振力、阻尼密切相关。11..33共振理论任何部件和系统都有自然频率，动力传动系统也有自身的弯曲频率、扭转频率等，每个方向设计不好都可能引起严重的问题。传动系统扭转自然频率为fn，发动机的转速为nc，当发动机激振力某简谐分量的频率与传动系统固有频率接近时，就会发生共振，共振时转速nc称为临界转速，此时有nc=60·fnv（2）其中ν——发动机激振力简谐次数（四冲程发动机ν=0.5，1.0，1.5，2.0,……；二冲程发动机ν=1，2，3，4，……）[8]图1中，f1、f2、f3、f4为传动系统前几阶自然频率，ν0.5、ν1.0、ν1.5、ν2.0……为发动机激振力前几阶简谐力矩。当曲线fn和vn相交时，发动机的简谐力矩击中传动系统的自然频率，产生共振，交点对应转速nc为临界转速。从图1看出，在发动机工作转速范围内遍布了各阶次临界转速，但这些临界转速对系统扭转振动造成危害的并不多。主要考虑这几方面：发动机常用工作转速、激振力矩的幅值、传动系统在某频率下的振型[1]。图1临界转速示意图22无阻尼系统模态分析这一部分主要讲述利用有限元软件建模、分析获得传动系统的自然频率，包含以下几点内容：简化模型、确定参数、自然频率和振型的解析。22..11简化模型汽车动力传动系统是复杂的弹性体系统，构成系统的组件包括：发动机、飞轮、离合器、变速箱、分动器、传动轴、主减、半轴、轮胎等子系统，包括定轴转动、往复运动和平面运动[5]，在此采用集中参数模型对系统进行简化。简化模型由三种基本元素组成，集中惯量单元、无惯量阻尼单元、无惯量扭转弹簧单元，根据简化前后系统能量不变原则来建立传动系统的等效模型，把各子系统等效为集中惯量单元、弹簧单元、阻尼单元[9]。传动系统分析模型简化如图2，Ii和Ki所代表系统如表1。系统自然频率的个数由模型中自由度的数量决定，即为简化后子系统的数量。图2传动系统简化模型示意图22..22确定参数求解系统自然频率要确定图2中所有集中惯量单元和弹簧单元的参数。有限元模型中只有一个转速，是以发动机转速为基准的。汽车运行时，从发动机传出的转速经过变速箱、主减后将发生改变，建模时根据能量守恒原则，对经过速比转换的部件进行转动惯量和扭转刚度的等效转换，每经过一个速比转换，后面部件的转动惯量和扭转刚度都除以速比的平方，表1为某车型3挡时各简化单元的参数。22..33自然频率及振型轮胎和地面接触视为固定不动，通过分析得到系统自然频率、相对振幅和振型。自然频率不受阻尼影响，因此模型中没有考虑阻尼的作用。分析结果包含模型的特征值和特征向量，特征值的个数和模型中自由度的数量相等[10]。模型包含10个集中惯量单元，每个单元有一个转动自由度，分析结果得到10个自然频率，表2为系统自然频率和相对振幅。图3为前几阶相对振幅示意图，观察图3，可得到如下结论：1阶自然频率振型：与X轴无交点，即所有部件都向同一个方向振动；2阶自然频率振型：在飞轮和离合器之间与X轴有一个交点，即飞轮和离合器连接位置，传动系统扭转方向发生改变；3阶自然频率振型：与X轴有两个交点，即传动系统的扭转方向发生两次改变。动力传动系统扭转振动的分析及控制21第34卷噪声与振动控制表1传动系统各子系统参数序号I1I2I3I4I5I6I7I8I9I10子系统发动机轮系气缸1气缸2气缸3气缸4飞轮离合器变速箱传动轴主减转动惯量(kg·m2)0.009300.009080.009080.009080.009080.123000.002800.002200.003900.00200序号K1K2K3K4K5K6K7K8K9K10子系统曲轴1段曲轴2段曲轴3段曲轴4段曲轴5段离合器变速箱输入轴变速箱传动轴半轴扭转刚度(N·m/rad)633312506868494413488687100840131812628583499621134表2无阻尼传动系统的自然频率及相对振幅阶次12345678910频率Hz8.674.8228246459578809146019902302相对振幅轮系1.00-0.04-0.031.000.000.00-0.86-0.700.56-0.48气缸11.00-0.04-0.030.960.000.00-0.530.17-0.731.00气缸21.00-0.04-0.030.880.000.000.121.00-0.30-0.90气缸31.00-0.04-0.020.750.000.000.730.311.000.60气缸41.00-0.04-0.020.590.000.001.00-0.87-0.59-0.22飞轮1.00-0.030.00-0.310.000.00-0.030.010.000.00离合器0.620.911.000.200.22-0.620.000.000.000.00变速箱0.590.960.670.15-0.141.000.000.000.000.00传动轴0.501.00-0.61-0.09-0.55-0.200.000.000.000.00主减0.450.94-0.87-0.151.000.130.000.000.000.00图3无阻尼传动系统自然频率的相对振幅33频率响应分析频响分析要考虑系统的激振力，系统的阻尼特性，在动力传动系统中这两部分都是比较复杂的参数[6]。33..11确定激振力矩传动系统扭转振动的激振力主要是发动机产生的周期性力矩，由气缸内气体压力产生的力矩Tg和运动部件产生的惯性力矩Ti组成。如图4为试验测得发动机气缸压力图，可看出气体压力随转速变化不大。根据式（4）可知Tg随转速变化不大，根据式（5）可知Ti和转速的平方成正比，随着转速的不同，Ti变化较大。图5为发动机在2400r/min时单气缸压力及产生的扭矩。气缸内气体压力产生的扭矩[3]Tg=(PAAg)rsin(ωt)éëùû(1+rlcos(ωt)（3）转动部件惯性力产生的扭矩Ti=12mBr2ω2éëùû(r2lsin(ωt)-sin(2ωt)-3r2lsin(3ωt)（4）22第3期图4单气缸压力测试曲线发动机激振力矩Ttotal=Tg+Ti（5）PA——单气缸气体压力；Ag——单气缸活塞面积；r——曲柄半径；l——连杆长度；Tg——气体压力产生的力矩；Ti——惯性力矩；Ttotal——单气缸激振力矩。以2400r/min为例介绍发动机产生的激振力矩，把激振力矩转换为简谐力矩，图6为四冲程发动机单气缸激振力矩各简谐分量幅值随转速的变化曲线。在多气缸发动机中，只有具有较大幅值矢量和的简谐力矩才可能激起较大的振动，高阶次简谐力矩幅值较小可忽略。对四冲程发动机，当简谐次数ν等于