尹 凡，袁守利，劉志恩

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)試驗(yàn)室，湖北 武漢 430070；2.汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

隨著經(jīng)濟(jì)社會(huì)的快速發(fā)展，越來(lái)越多的人把汽車作為代步工具。相應(yīng)地，人們對(duì)汽車的性能要求也越來(lái)越高，而振動(dòng)和噪聲是影響乘坐舒適性的重要因素。一般來(lái)說(shuō)，汽車內(nèi)外的噪聲和傳動(dòng)系統(tǒng)的故障大部分都是由汽車發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振引起的[1]，因此，對(duì)汽車傳動(dòng)系進(jìn)行扭振特性分析與研究是十分必要的。

筆者基于多體動(dòng)力學(xué)理論和力學(xué)原理，對(duì)某前置后驅(qū)式SUV汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振固有特性進(jìn)行模型簡(jiǎn)化、參數(shù)確定和模型建立，計(jì)算分析發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)在56.4 Hz附近發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象?；趧?dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振機(jī)理，通過(guò)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)組成部件的敏感參數(shù)進(jìn)行分析研究，從而提出了改善傳動(dòng)系扭振問(wèn)題的優(yōu)化方案。

1 問(wèn)題描述

根據(jù)某汽車公司提供的資料可知，該公司某前置后驅(qū)式SUV汽車在三檔全油門(mén)加速工況中，明顯感覺(jué)到其低速抖動(dòng)現(xiàn)象比較嚴(yán)重。經(jīng)過(guò)前期的實(shí)車試驗(yàn)以及駕駛員和乘客的主觀感受，初步判斷引起該車低速抖動(dòng)的原因是動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)比較嚴(yán)重。為了提高該SUV汽車在市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)力，改善該車在加速工況下低速抖動(dòng)的現(xiàn)象，利用AVL EXCITE Designer軟件建立了汽車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型。

2 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型簡(jiǎn)化原則

在前置后驅(qū)式汽車中，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力通過(guò)傳動(dòng)系傳遞到驅(qū)動(dòng)車輪。在這個(gè)過(guò)程中，傳動(dòng)系會(huì)受到來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)、路面和傳動(dòng)系自身多種因素的影響，導(dǎo)致汽車傳動(dòng)系產(chǎn)生復(fù)雜的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。由于汽車傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，很難直接計(jì)算各組成部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，使得傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)很難計(jì)算。因此，有必要采用多體動(dòng)力學(xué)理論和力學(xué)原理，對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行簡(jiǎn)化，在簡(jiǎn)化模型上進(jìn)行扭振分析。

進(jìn)行模型簡(jiǎn)化時(shí)，遵循以下基本原則[2]：

(1)傳動(dòng)系各部件的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是影響傳動(dòng)系扭振特性的主要因素，因此，采用集中質(zhì)量方法和當(dāng)量原則對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行合理的簡(jiǎn)化，等效換算出傳動(dòng)系各部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，進(jìn)行快速建模仿真。這就是傳動(dòng)系仿真分析采用的多自由度“質(zhì)量—彈簧—阻尼”的離散化建模方法。

(2)對(duì)于轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大的旋轉(zhuǎn)零部件，模型簡(jiǎn)化為作用在旋轉(zhuǎn)中心的剛體集中質(zhì)量。

(3)基于多體動(dòng)力學(xué)，將曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為多個(gè)具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的集中質(zhì)量點(diǎn)，兩集中質(zhì)量點(diǎn)之間由扭轉(zhuǎn)剛度連接。

(4)彈性連接部分，簡(jiǎn)化為兩個(gè)剛體集中質(zhì)量及連接剛度，兩個(gè)集中質(zhì)量分別為主動(dòng)部分和被動(dòng)部分，連接剛度為兩個(gè)剛體集中質(zhì)量間的當(dāng)量剛度。

3 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型建立

筆者采用AVL EXCITE Designer軟件對(duì)汽車傳動(dòng)系進(jìn)行建模分析計(jì)算。根據(jù)用戶提供的汽車傳動(dòng)系的數(shù)模，建立如圖1所示的整車動(dòng)力傳動(dòng)系三檔扭振模型。

在軟件模型中，所研究的傳動(dòng)系被劃分為44個(gè)自由度的扭振模型。三檔穩(wěn)態(tài)工況下的扭振模型如圖2所示。

圖1 整車動(dòng)力傳動(dòng)系三檔扭振模型

圖2 三檔穩(wěn)態(tài)工況下的動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模型

圖2中各部分自由度對(duì)應(yīng)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各組成部分如表1所示。

表1 扭振模型中自由度對(duì)應(yīng)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)組成

3.1 建立發(fā)動(dòng)機(jī)扭振模型

發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車動(dòng)力的源頭。在汽車行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)不斷地為汽車提供動(dòng)力，必然會(huì)引起傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)扭振模型進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，建立了如圖3所示的發(fā)動(dòng)機(jī)扭振模型。模型描述如下：①主要反映曲柄連桿機(jī)構(gòu)；②不考慮軸承細(xì)節(jié)特征和止推軸承；③幾何參數(shù)來(lái)自AutoCAD及CATIA測(cè)量；④曲柄和平衡塊的扭轉(zhuǎn)剛度利用有限元方法計(jì)算得到，即利用Hypermesh軟件進(jìn)行前處理，再用Nastran求解器計(jì)算得到；⑤發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓曲線為GT-POWER中仿真導(dǎo)出的數(shù)據(jù)。其中，曲軸扭振模型如圖4所示。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)扭振模型

圖4 曲軸扭振模型

圖5 變速器扭振模型

3.2 建立變速器扭振模型

變速器是傳動(dòng)系的重要總成之一。所研究車型的變速器為五檔手動(dòng)變速器。主要分析傳動(dòng)系扭振，因此只需要將齒輪和軸簡(jiǎn)化為扭振模型。圖5為簡(jiǎn)化得到的變速器扭振模型。模型描述如下：①RotSD1模擬離合器扭轉(zhuǎn)減振器扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，用兩對(duì)齒輪副模擬常嚙合齒輪和第三檔齒輪；②認(rèn)為齒輪沒(méi)有彈性，只計(jì)算轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；③按變速器三維模型，提取出軸系、齒輪、同步器系統(tǒng)，同時(shí)對(duì)軸系進(jìn)行分段，分段時(shí)考慮同步器、齒輪和軸承的位置；④在CATIA中測(cè)量出分段后各部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，得出等效軸尺寸，折合原則為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相等軸向尺寸不變；⑤不考慮軸承細(xì)節(jié)特征和潤(rùn)滑條件。

3.3 建立傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋扭振模型

汽車動(dòng)力從變速器輸出軸輸出后，經(jīng)過(guò)傳動(dòng)軸傳遞到主減速器、差速器、半軸，最后到車輪。圖6為簡(jiǎn)化后的傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋扭振模型。模型描述如下：①認(rèn)為萬(wàn)向節(jié)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量遠(yuǎn)大于傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；②RotSD3為變速箱輸出軸與傳動(dòng)軸之間的連接，RotSD4和RotSD5 為萬(wàn)向節(jié)，GearWheel1和GearWheel2分別為主減速器的主、被動(dòng)齒輪；③根據(jù)提供的三維模型測(cè)出萬(wàn)向節(jié)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，并將其等效到與其相鄰的軸段上(pully1、pully2)，萬(wàn)向節(jié)的阻尼值直接賦到RotSD4和RotSD5 中；④根據(jù)三維模型，通過(guò)有限元軟件(Hypermesh & Nastran)計(jì)算得出各連接處的剛度；⑤車輪慣量為整車質(zhì)量換算值；⑥由于所研究車型屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)，傳動(dòng)軸比較長(zhǎng)，因此將傳動(dòng)軸分成兩段。

圖6 傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋扭振模型

4 模型計(jì)算及結(jié)果分析

基于該SUV汽車動(dòng)力傳動(dòng)系三檔扭振模型，進(jìn)行扭振模態(tài)分析，重點(diǎn)關(guān)注其頻率分布和第二根傳動(dòng)軸的扭振振型等。

整車動(dòng)力傳動(dòng)系三檔的扭振模態(tài)如圖7所示。由圖7可知，傳動(dòng)系一階模態(tài)頻率為7.8 Hz，二階模態(tài)頻率為56.4 Hz，三階模態(tài)頻率為296 Hz，四階模態(tài)頻率為311 Hz，五階模態(tài)頻率為581 Hz。

由于四沖程四缸機(jī)的激勵(lì)扭矩主要為二、四、六、八階，并且隨著激勵(lì)階次的增加，激勵(lì)的幅值迅速減小，即激勵(lì)能量迅速減小，因此，對(duì)第二階激勵(lì)進(jìn)行控制就可以達(dá)到較好的扭振控制效果[3]。該車型發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速為800～3 000 r/min，對(duì)應(yīng)第二階激勵(lì)頻率為26.7～100 Hz。由圖7可知，傳動(dòng)系第二階模態(tài)頻率為56.4 Hz，因此，傳動(dòng)系統(tǒng)在此工況下存在共振的情況。

圖7 整車傳動(dòng)系三檔扭振模態(tài)

從圖8所示的第二根傳動(dòng)軸輸出端的角速度波動(dòng)可以看出，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 685 r/min左右時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)的第二根傳動(dòng)軸出現(xiàn)一個(gè)轉(zhuǎn)速波動(dòng)峰值，對(duì)應(yīng)的頻率為56.2 Hz左右。由此可以說(shuō)明，發(fā)動(dòng)機(jī)在此工況下的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速是1 685 r/min，因?yàn)榈诙A扭振激勵(lì)頻率(56.2 Hz)與傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)第二階固有頻率(56.4 Hz)發(fā)生了共振，導(dǎo)致第二根傳動(dòng)軸在此共振區(qū)附近發(fā)生了較大的轉(zhuǎn)速波動(dòng)。共振現(xiàn)象的發(fā)生，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的危害很大，并且嚴(yán)重影響了整車的乘坐舒適性。

圖8 第二根傳動(dòng)軸輸出端角速度波動(dòng)

5 擬優(yōu)化方案

5.1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振機(jī)理分析

汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的多自由度扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)，當(dāng)外界激勵(lì)的頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振系統(tǒng)的頻率一致時(shí)，就發(fā)生了扭轉(zhuǎn)共振[4-5]。

發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、路面激勵(lì)、傳動(dòng)軸振動(dòng)激勵(lì)等因素是車輛行駛過(guò)程中引起傳動(dòng)系扭振的主要因素[6]。路面對(duì)汽車的影響可以通過(guò)改善道路條件得到緩解，為了最大程度地控制汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，重點(diǎn)應(yīng)該放在源頭以及傳遞路徑上。汽車動(dòng)力系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的源頭是發(fā)動(dòng)機(jī)，傳遞路徑包括離合器、變速箱、傳動(dòng)軸系以及驅(qū)動(dòng)橋等，筆者研究的重點(diǎn)是傳遞路徑。

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的傳遞路徑控制，首先可以采用將單質(zhì)量飛輪改為雙質(zhì)量飛輪。雙質(zhì)量飛輪由三部分組成，即第一質(zhì)量(初級(jí)飛輪)、第二質(zhì)量(次級(jí)飛輪)和兩質(zhì)量之間的減震器。通過(guò)調(diào)整雙質(zhì)量飛輪內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)剛度和初級(jí)飛輪、次級(jí)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，從而改變動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振固有特性，避免共振的產(chǎn)生，具有良好的減震效果[7-8]。其次，還可以考慮的有離合器扭轉(zhuǎn)剛度、傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度以及在傳動(dòng)軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減震器。在傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)中，離合器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量而言很小，而離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼與傳動(dòng)系其他零部件相差較大。因此，離合器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的固有特性不敏感，而離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼對(duì)傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的固有特性比較敏感[9]。

傳動(dòng)軸作為主減速器的振動(dòng)激勵(lì)，其振動(dòng)必然會(huì)影響后橋的振動(dòng)與噪聲。由于傳動(dòng)軸自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及裝配形式的差異，必然會(huì)在傳遞轉(zhuǎn)矩過(guò)程中產(chǎn)生復(fù)雜的振動(dòng)，這些振動(dòng)將導(dǎo)致傳動(dòng)軸輸出端的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生波動(dòng)，從而對(duì)主減速器的振動(dòng)噪聲產(chǎn)生影響[10]。因此，傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度影響也比較大。除了可以對(duì)傳動(dòng)軸本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度進(jìn)行調(diào)節(jié)外，也可以考慮在傳動(dòng)軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減震器，利用減震器的衰減振動(dòng)的作用，達(dá)到減小振幅的作用[11]。

5.2 優(yōu)化方案分析

由于傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)在二階模態(tài)頻率為56.4 Hz(發(fā)動(dòng)機(jī)危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速1 685 r/min)附近發(fā)生了共振現(xiàn)象，導(dǎo)致第二根傳動(dòng)軸發(fā)生了較大的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，對(duì)傳動(dòng)系危害較大。因此，必須對(duì)該傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，目標(biāo)是盡量降低傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的二階模態(tài)頻率至30 Hz(對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速900 r/min)以下。

通過(guò)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振機(jī)理的分析可知，可能影響傳動(dòng)系統(tǒng)二階扭振模態(tài)的敏感參數(shù)有：離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼；齒輪嚙合剛度；傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)剛度；改單質(zhì)量飛輪為雙質(zhì)量飛輪等。

5.2.1 方案1—改變離合器扭轉(zhuǎn)剛度

離合器的扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的固有特性比較敏感。下面將分析離合器扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的影響。

原模型的離合器扭轉(zhuǎn)剛度為11.7 N·m/deg，根據(jù)供應(yīng)商可以提供的離合器型號(hào)，現(xiàn)將離合器剛度分別改為6.7 N·m/deg，8.7 N·m/deg，15.7 N·m/deg，20.7 N·m/deg。基于傳動(dòng)系三檔扭振模型，計(jì)算得到離合器扭轉(zhuǎn)剛度的改變對(duì)傳動(dòng)系扭振影響的變化規(guī)律。表2為不同離合器扭轉(zhuǎn)剛度下整車傳動(dòng)系的扭振模態(tài)頻率。

表2 不同離合器扭轉(zhuǎn)剛度下的傳動(dòng)系扭振頻率

由表2可知，當(dāng)離合器扭轉(zhuǎn)剛度減小時(shí)，傳動(dòng)系第一階固有頻率依次減小，但減小幅度較小；傳動(dòng)系第二階固有頻率也依次減小，減小幅值較大，達(dá)到13.7%；第三到第五階固有頻率基本不變。

圖9為不同離合器扭轉(zhuǎn)剛度下的第二根傳動(dòng)軸輸出端的轉(zhuǎn)速波動(dòng)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線。由圖9可知，當(dāng)離合器扭轉(zhuǎn)剛度減小時(shí)，傳動(dòng)軸第二根軸輸出端的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速減小，轉(zhuǎn)速波動(dòng)基本不變；當(dāng)離合器扭轉(zhuǎn)剛度增大時(shí)，傳動(dòng)軸第二根軸輸出端的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速增大，轉(zhuǎn)速波動(dòng)基本不變；當(dāng)離合器剛度從11.7 N·m/deg減小到6.7 N·m/deg時(shí)，危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速由1 680 r/min左右降到1 400 r/min左右。

因此，可以得到結(jié)論：離合器扭轉(zhuǎn)剛度是傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的敏感因素，在離合器扭轉(zhuǎn)剛度滿足使用要求的情況下，可以通過(guò)減小離合器的扭轉(zhuǎn)剛度，減小發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速，并減小傳動(dòng)軸第二根軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，從而改善第二根傳動(dòng)軸的扭振情況。

圖9 第二根傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)

5.2.2 方案2—改變齒輪嚙合剛度

齒輪嚙合剛度是齒輪嚙合時(shí)的扭轉(zhuǎn)剛度，等于扭轉(zhuǎn)載荷和齒輪體總的彈性旋轉(zhuǎn)角度之比。從前面分析可知，齒輪嚙合剛度也可能是影響傳動(dòng)系扭振模態(tài)的敏感參數(shù)。原模型變速器三檔齒輪嚙合剛度為2e8 N/m，現(xiàn)將其齒輪嚙合剛度分別改為2e6 N/m、2e7 N/m、2e9 N/m、2e10 N/m，基于傳動(dòng)系三檔扭振模型，計(jì)算得到齒輪嚙合剛度的改變對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的影響的變化規(guī)律。表3所示的是不同齒輪嚙合剛度下整車傳動(dòng)系的扭振模態(tài)頻率。

表3 不同齒輪嚙合剛度下的傳動(dòng)系扭振頻率

由表3可知，當(dāng)齒輪嚙合剛度在2e6～2e8 N/m之間時(shí)，隨著齒輪嚙合剛度減小，傳動(dòng)系第一、二、三階固有頻率都下降；當(dāng)齒輪嚙合剛度在2e8～2e10 N/m之間時(shí)，傳動(dòng)系各階固有頻率基本不變；當(dāng)齒輪嚙合剛度下降到2e6 N/m時(shí)，二階固有頻率下降到47.9 Hz，減小幅值達(dá)到15%。

圖10為不同齒輪嚙合剛度下的第二根傳動(dòng)軸輸出端的轉(zhuǎn)速波動(dòng)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線。由圖10可知，齒面嚙合剛度在2e6～2e8 N/m間減小時(shí)，轉(zhuǎn)速波動(dòng)減小，危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速略有下降；齒面嚙合剛度在2e8～2e10 N/m間變化時(shí)，轉(zhuǎn)速波動(dòng)略有減小，危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速基本不變。

圖10 第二根傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)

因此，可以得到結(jié)論：齒輪嚙合剛度是傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的敏感參數(shù)，在變速器齒輪的嚙合剛度滿足使用要求的情況下，可以通過(guò)改變變速器三檔齒輪的嚙合剛度，減小發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速，并減小傳動(dòng)軸第二根軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，從而改善傳動(dòng)軸第二根軸的扭振情況。

5.2.3 方案3—雙質(zhì)量飛輪

原車型采用的是單質(zhì)量飛輪，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.074 kg·m2?，F(xiàn)采用雙質(zhì)量飛輪代替單質(zhì)量飛輪，將原單質(zhì)量飛輪一分為二，通過(guò)改變其初級(jí)飛輪與次級(jí)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量配比，計(jì)算得到飛輪的改變對(duì)整車傳動(dòng)系統(tǒng)影響的變化規(guī)律。次級(jí)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為第一級(jí)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的80%、90%、100%、110%和0%(無(wú)次級(jí)飛輪)。表4為不同情況下的整車扭振模態(tài)頻率。

表4 不同飛輪下的傳動(dòng)系扭振頻率

由表4可知，增加雙質(zhì)量飛輪后，第一、第二、第三和第五階固有頻率降低效果顯著，減小幅值最大達(dá)到48%，對(duì)第四和第六階固有頻率基本沒(méi)影響；當(dāng)?shù)诙?jí)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量由80%向110%增大時(shí)，對(duì)各階固有頻率基本沒(méi)影響；當(dāng)?shù)诙?jí)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為80%時(shí)，危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速在900 r/min左右，可以避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率。

因此，可以得到結(jié)論：飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的敏感參數(shù)，將單質(zhì)量飛輪改成雙質(zhì)量飛輪，可以將傳動(dòng)系統(tǒng)的二階扭振頻率降低到29 Hz左右，可以避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率，從而改善傳動(dòng)軸第二根軸的扭振情況。

6 結(jié)論

根據(jù)以上對(duì)整車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振情況的敏感參數(shù)的研究與分析，為了降低發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速(即主要降低整車傳動(dòng)系統(tǒng)二階扭振模態(tài)頻率)，改善傳動(dòng)系統(tǒng)第二根傳動(dòng)軸的扭振情況，提出了以下幾個(gè)優(yōu)化方案：

(1)在離合器的扭轉(zhuǎn)剛度滿足條件的情況下，減小離合器的扭轉(zhuǎn)剛度，可使二階頻率最高降幅達(dá)到13.7%，從而適當(dāng)降低發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速。

(2)在變速器齒輪嚙合剛度滿足條件的情況下，降低齒輪嚙合剛度，可使二階頻率最高降幅達(dá)到15%，從而適當(dāng)降低發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速。

(3)將單質(zhì)量飛輪一分為二，用雙質(zhì)量飛輪代替單質(zhì)量飛輪，可使二階頻率最高降幅達(dá)到48%，從而顯著降低發(fā)動(dòng)機(jī)的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速，改善動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振情況。

筆者所作的問(wèn)題分析與優(yōu)化方案的提出都是基于理論與仿真進(jìn)行的，如果只考慮三個(gè)方案的優(yōu)化效果，方案3是最好的；如果只考慮三個(gè)方案的可執(zhí)行空間，方案3是最好的；但是如果考慮到成本的話，方案1和2有一定的優(yōu)勢(shì)。因此，在實(shí)際的工程項(xiàng)目中，需要綜合考慮多種因素，采用最合適的優(yōu)化方案。

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