高麗麗, 張 斌, 趙 娟, 劉丁華, 吳學雷

(北京航天發(fā)射技術研究所，北京 100076)

特種車動力傳動系統(tǒng)扭振仿真與試驗分析

高麗麗, 張 斌, 趙 娟, 劉丁華, 吳學雷

(北京航天發(fā)射技術研究所，北京 100076)

基于GT-Suite軟件建立了某超重型多軸驅(qū)動特種車動力傳動系統(tǒng)的非歸一化多分支扭振力學模型.仿真分析了車輛在駐車變速箱空擋、駐車分動器空擋和車輛行駛3種工況下的扭轉固有模態(tài)；通過試驗獲得了以上3種工況下系統(tǒng)的扭轉固有模態(tài).對比駐車變速箱空擋工況與駐車分動器工況可知，在聯(lián)軸器隔振效果較好的情況下，變速箱對發(fā)動機的扭振特性影響不大.固有頻率在駐車工況和行車工況下會發(fā)生偏移，因此，車輛設計時需要同時考慮兩種工況.

特種車輛；動力傳動系統(tǒng)；仿真；扭振測試

近些年，車輛動力傳動系統(tǒng)扭振研究在國內(nèi)外越來越得到重視，并且取得了諸多研究成果.國內(nèi)在針對具體的動力傳動系統(tǒng)的扭振研究中，許多都集中在某一具體的部件的研究上，比如發(fā)動機、彈性聯(lián)軸器、萬向節(jié)、變速器、離合器等；同時，國內(nèi)外關于乘用車、商用車、軍用履帶車輛動力傳動系統(tǒng)的扭振研究較多，尚未系統(tǒng)開展多軸特種車底盤動力傳動系統(tǒng)扭振研究工作.特種車底盤一般為多軸輸出，其結構復雜，旋轉件數(shù)量多，且工作環(huán)境惡劣，在扭振方面存在較大的安全隱患.

1 動力傳動系統(tǒng)扭振計算模型

以GT-Suite為仿真平臺，首先利用GT-Crank中已有的模塊建立了發(fā)動機的扭振模型，并利用集中質(zhì)量法，將傳動系統(tǒng)各總成零部件等效為具有集中轉動慣量的圓盤、無質(zhì)量的彈性軸以及阻尼，使用GT-Suite中的轉動慣量、扭轉剛度和阻尼參數(shù)模塊，將GT-Crank模塊的扭振分析功能從發(fā)動機拓展到動力傳動系統(tǒng).

對某特種車動力傳動系統(tǒng)建立了非歸一化模型.對于齒輪傳動系統(tǒng)，建立當量扭振力學模型如圖 1所示[1].

圖1 齒輪傳動的當量力學模型

輪齒嚙合的等效扭轉剛度可表示為

(1)

式中：K為等效扭轉剛度，Nm/rad；rb為被動齒輪的節(jié)圓半徑，對于錐齒輪rb為被動齒輪大端節(jié)圓半徑，m；Cr為輪齒嚙合剛度，N/(mm·μm)；KA為使用系數(shù)；b為齒寬，m.

齒輪嚙合阻尼可表示為

(2)

式中：C為嚙合阻尼，Nms/rad；R1、R2分別為相嚙合齒輪的分度圓半徑，m；J1、J2分別為相嚙合齒輪的轉動慣量，kg·m2；ξg為阻尼比，一般取值為0.03-0.17.

根據(jù)GB/T3480漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法[2]和GB/T10062錐齒輪承載能力計算方法[3]，文中對于輪齒嚙合剛度Cr，取

Cr=20.

(3)

文中對于圓柱齒輪，KA取1.25；對于圓錐齒輪，KA取1.5.

2 動力傳動系統(tǒng)模型仿真及試驗分析

對某特種車底盤進行扭振實車跑車試驗.試驗時,對變速器掛1擋到8擋分別進行測試.測試工況為動態(tài)工況，即令發(fā)動機從最低穩(wěn)定轉速連續(xù)升速到最高穩(wěn)定轉速進行測試.

使用LMS.test.lab軟件對測試所得數(shù)據(jù)進行分析，使用諧次的概念，將發(fā)動機激勵轉化到頻率域的范圍內(nèi)分析.發(fā)動機諧次、響應頻率、發(fā)動機轉速的關系如下[4].

(4)

式中：k為發(fā)動機諧次；f為響應的頻率，Hz；n為發(fā)動機轉速，單位r·min-1.

由式(4)，發(fā)動機轉速對應的頻率稱為基頻，就是1諧次頻率，基頻的k倍即第k諧次.

發(fā)動機低頻振動對動力傳動系零部件影響最大，高諧量的激勵對整車振系的影響很??；文中主要研究發(fā)動機的前8諧次激勵.發(fā)動機工作轉速范圍在600～2 100r·min-1，對應的基頻為

(5)

由式(4)可得發(fā)動機各諧次激勵所對應頻率，發(fā)動機各諧次激勵所對應頻率范圍見表 1.

表1 發(fā)動機各諧次激勵所對應頻率范圍

由以上綜合，文中主要研究300 Hz以下的扭振響應.下文所列系統(tǒng)固有頻率均為300 Hz以下的頻率.

(注：在振動問題中，計算所得第一階固有頻率一般為0 Hz，對應系統(tǒng)剛體位移固有頻率.在實際問題分析中，一般對剛體位移不予討論，舍去零固有頻率和對應的振型，令計算所得固有頻率從第二階開始依次為系統(tǒng)第一階固有頻率，依次類推[5].文中所列系統(tǒng)固有頻率均為去掉第一階剛體位移的固有頻率.)

2.1 駐車變速箱空擋工況結果對比

車輛在變速箱空擋狀態(tài)下，變速箱及其之后的傳動環(huán)節(jié)不參與振動系統(tǒng)的振動，為對應該工況下的實車試驗結果，仿真模型中應不考慮變速箱及其之后的傳動環(huán)節(jié).在建立變速箱空擋工況的模型時，模型中除包含發(fā)動機外，還包括彈性聯(lián)軸器、主傳動軸和液力機械變速箱中的液力變矩器部分.

設定仿真工況為變速箱空擋工況，對所建模型進行仿真，得到固有頻率如表2所示.

表2 駐車工況變速箱空擋仿真固有頻率 Hz

各階振型圖此處從略.

實車試驗時，令變速箱掛空擋，車輛處于駐車狀態(tài)，進行動態(tài)工況測試.記錄飛輪測點和變速箱輸入測點的轉速信號.試驗數(shù)據(jù)處理結果如圖2所示.

圖2 駐車工況變速箱空擋試驗結果圖

共振頻率不會隨著發(fā)動機轉速的變化而變化，因此,在幅頻瀑布圖中，可以通過查看是否存在不隨轉速變化的振動頻率,從而清晰看出系統(tǒng)是否存在共振頻率；從圖2中得到2階試驗固有頻率，分別為238.53 Hz和292.50 Hz.

仿真固有頻率結合其振型圖，可以讀出對該階固有頻率敏感的部位.相應的，在實車試驗中，對應該部位的測點的幅頻瀑布圖中應讀出對應的試驗固有頻率.對應駐車變速箱空擋工況，對比仿真固有模態(tài)和試驗固有模態(tài)，分析如下.

(1)仿真固有頻率中,前2階固有頻率均為小于100 Hz的低頻.從圖2中可以看出，在小于100 Hz時，系統(tǒng)受發(fā)動機低諧次激勵的影響，扭振振幅比較大，且沒有明顯的不隨發(fā)動機轉速變化的扭振響應，故仿真固有頻率中前2階固有頻率在試驗數(shù)據(jù)處理結果中沒有相應的體現(xiàn).

(2)仿真固有頻率中,第3階和第4階固有頻率分別為120.59 Hz 和170.62 Hz，其固有振型中振幅最大的點分別對應液力變矩器渦輪軸和發(fā)動機首端，而這兩處由于工裝限制均未布置相應的測點；故第3階、第4階固有頻率在試驗數(shù)據(jù)處理結果中沒有相應的體現(xiàn).

(3)仿真固有頻率中,第5階和第6階固有頻率分別對應試驗固有頻率，對比結果見表3.

表3 駐車變速箱空擋固有頻率對比

綜合以上幾點，對于駐車變速箱空擋工況，模型仿真結果與實車試驗結果吻合良好.

2.2 駐車分動器空擋工況結果對比

車輛在分動器空擋狀態(tài)下，分動器及其之后的傳動環(huán)節(jié)不參與振動系統(tǒng)的振動，為對應該工況下的實車試驗結果，仿真模型中應不考慮分動器及其之后的傳動環(huán)節(jié).在建立駐車分動器空擋工況的模型時，模型中包括：發(fā)動機、彈性聯(lián)軸器、發(fā)動機輸出主傳動軸、液力機械變速箱、變速箱輸出主傳動軸.

設定仿真工況為分動器空擋工況，令變速箱分別為1擋到8擋，對所建模型進行仿真，得到各個擋位的固有頻率如表4所示.

從表4可以看出，除第7階固有頻率外，各個擋位下固有頻率相差不大.這是因為變速箱在工作時，所有的被動齒輪都在隨主動齒輪轉動，但只有當前工作齒輪對通過同步器連接輸出軸，并向副變速箱輸出動力，不同擋位的變速箱模型的差異主要體現(xiàn)在主變速箱的輸出軸的連接位置不同， 這就說明，第7階固有頻率對主變速箱的輸出軸的連接位置較為敏感.在接下來的討論中，以變速箱7擋的振動響應為例.

表4 駐車分動器空擋工況仿真固有頻率 Hz

實車試驗時，令分動箱掛空擋，變速箱分別至1到8擋，車輛處于駐車狀態(tài)，進行動態(tài)工況測試.記錄飛輪測點、變速箱輸入測點、變速箱輸出測點和分動器輸入測點的轉速信號.試驗數(shù)據(jù)處理結果圖此處從略.從圖中得到2階試驗固有頻率，分別為236 Hz和292.64 Hz.

由于變速箱各個擋位下，振動系統(tǒng)的固有頻率具有相似性，故此處以車輛常用擋位變速箱7擋為例，對比分析試驗固有特性與仿真固有特性.

(1)仿真固有頻率中,前3階固有頻率均為低頻振動.在幅頻瀑布圖中，系統(tǒng)受發(fā)動機低諧次激勵的影響，扭振振幅比較大，觀察不到明顯的共振現(xiàn)象.

(2)第1階固有頻率10.66 Hz落在發(fā)動機第一諧次激勵邊緣，振動現(xiàn)象不明顯；且結合其相應的振型圖可以看出，第一階振型基本為整個振系的剛體位移，在試驗中無法體現(xiàn)，故試驗固有頻率中無法讀取.

(3)第2階固有頻率20.40 Hz落在發(fā)動機第一、第二諧次激勵邊緣，振動現(xiàn)象不明顯，在試驗中無法體現(xiàn)，故試驗固有頻率中無法讀取.

(4)第3階固有頻率45.62 Hz屬于低頻振動，且從其振型圖中可以看出，第3階振型主要為變速箱內(nèi)部各齒輪對的振動，試驗中沒有布置相應測點，在試驗中無法體現(xiàn)，故試驗固有頻率中無法讀取.

(5)對于第4、5、7階固有頻率，結合其對應的固有振型，可以看到，第4階振型主要為渦輪處振型；第5階振型主要為發(fā)動機自由端的振型；而第7階振型主要為變速箱各齒輪對的振型；這3個位置在試驗中均沒有布置相應的測點，在試驗中無法體現(xiàn)，故試驗固有頻率中無法讀取.

(6)對于第6、8階固有頻率，結合其對應的固有振型，可以看到，第6階固有振型主要為變速箱輸入處的振型，而第8階固有振型主要為飛輪處的振型，在試驗中有相應的測點.試驗固有特性與仿真固有特性的對比分析結果見表 5.

表5 駐車分動器工況固有特性的對比分析結果

綜合以上幾點，對于駐車分動器空擋工況，模型仿真結果與實車試驗結果吻合良好.且對比駐車變速箱空擋工況與駐車分動器工況，可以發(fā)現(xiàn)：

(1)對于固有特性，高頻固有頻率223.33 Hz和284.43 Hz兩種工況下基本相同，且這兩階固有振型都是發(fā)動機到變速箱輸入之間的振型，這證明變速箱的運轉對發(fā)動機本身的固有特性影響不大.

(2)對于強迫振動扭振響應，在223.33 Hz和284.43 Hz兩個頻率下，扭振響應幅值基本相同，分別為0.003 9°和0.010 0°.這證明變速箱的運轉對發(fā)動機本身的扭振響應影響也不大.

2.3 行車工況整車結果對比

車輛在行車工況下，對應的仿真模型應是整車扭振模型.設定仿真工況為整車工況，傳動系所有部件均參與振動.變速箱分別為1到8擋，對所建模型進行仿真，得到各個擋位的固有頻率.由于特種車輛動力傳動系統(tǒng)扭振模型是一個多分支結構，液力機械變速箱以及驅(qū)動車橋分支繁多、結構復雜，扭振模型中包含的質(zhì)量單元較多，固有頻率在300 Hz以下的有52階，此處各擋固有頻率表從略.

實車試驗時，令分動器掛高擋，變速箱分別至1到8擋，進行動態(tài)工況測試.記錄整個動力傳動系統(tǒng)各個主傳動軸輸入、輸出兩端測點的轉速信號.試驗數(shù)據(jù)處理結果圖此處從略.

從幅頻瀑布圖中可以讀出除低頻處扭振響應較大之外，高頻振動的幅值很小，基本可以忽略，且低頻振動幅值也在安全范圍之內(nèi).

同樣的，行車工況下，各擋固有頻率也具有相似性.此處僅以變速箱7擋為例，分析試驗固有頻率及與其相對應的仿真固有頻率的對比情況，見表 6.

表6 行車工況固有特性的對比分析結果

根據(jù)上述各表可以看出，在行車狀態(tài)下，發(fā)動機低諧次激勵激起的扭振響應相對劇烈，但扭振振幅大約在0.1～0.2°之間，在安全的范圍內(nèi)；同時，雖然有些固有頻率在系統(tǒng)中引起了共振，但共振的幅值基本控制在了0.2°以內(nèi)，對系統(tǒng)并未造成危險的扭振響應.

4 結 論

1)從仿真與實車試驗結果對比可知，建立的整車動力傳動系統(tǒng)扭振力學模型能較準確地反映該底盤的固有模態(tài)，可作扭振研究的一種方法.

2)在變速箱空擋工況下，液力變矩器對整車的扭轉振動有影響.對比駐車變速箱空擋工況與駐車分動器工況可知：兩種工況下高階固有頻率223.33 Hz和284.43 Hz基本相同，且這兩階固有振型都是發(fā)動機到變速箱輸入之間的振型；在223.33 Hz和284.43 Hz兩個頻率的強迫振動扭振響應幅值分別為0.003 9°和0.010 0°.這證明變速箱的運轉對發(fā)動機的扭振特性影響不大，聯(lián)軸器的隔振效果較好.

3)對比駐車工況和行車工況可知,固有頻率會發(fā)生偏移，同時扭振響應也有差別;通常行車工況的響應要比駐車工況的響應大，且行車工況的扭振特性能充分反映底盤的使用特性.因此,在底盤設計研制的初期，應充分考慮車輛不同工況下的扭振特性.

[1] 耿 沖.車輛動力傳動系統(tǒng)扭振建模分析[D].北京：北京理工大學，2004.

[2] GB/T 3480-1997 , 漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法[S]. 國家技術監(jiān)督局,1997.

[3] GB/T 10062-1997 , 漸開線圓錐齒輪承載能力計算方法[S]. 國家技術監(jiān)督局,1997.

[4] 趙海波,項昌樂,耿 沖,等. 履帶車輛動力傳動系統(tǒng)扭振的測試與分析[J]. 機械設計與制造，2007，(6):1-3.

[5] 李德葆,陸秋海.工程振動試驗分析[M].北京：清華大學出版社，2004.

Simulation and Experimental Analysis on Powertrain Torsional Vibration of a Special Vehicle

GAO Li-li, ZHANG Bin, ZHAO Juan, LIU Ding-hua, WU Xue-lei

(Beijing Institute of Space Launch Technology, Beijing 100076, China)

A non-normalization branch-structure torsional-vibration mechanical model was built in GT-Suite for its powertrain of an ultra heavy-duty multi-axle-drive special vehicle. The torsional natural modes of the vehicle were simulated under such 3 conditions as its gearbox in neutral while parking, its transfer case in neutral while parking, and the vehicle driving respectively. Simultaneously, the 3 modes were also tested in the same conditions. The results of comparing the gearbox neutral with the transfer case neutral under the parking condition showed that the gearbox has little influence on the torsional vibration characteristics of the engine, if the coupling had a good effect on vibration isolation. The natural frequency of the vehicle would fluctuate in the parking and driving conditions. In vehicle design, two cases should be considered simultaneously.

special vehicle; powertrain; simulation; torsional vibration test

1009-4687(2015)04-0011-05

2015-6-16

高麗麗(1990-),女,碩士.

TH113.1

A