張迪

（淄博職業(yè)學(xué)院）

隨著汽車混合動(dòng)力技術(shù)的發(fā)展，混合動(dòng)力變速箱振動(dòng)噪聲的問題日益突出，已成為發(fā)展混合動(dòng)力技術(shù)的主要問題。因此，分析和研究混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體的振動(dòng)特性對(duì)改善變速器的振動(dòng)噪聲有重要意義。在變速箱振動(dòng)噪聲的研究中，國外采用試驗(yàn)測試與仿真技術(shù)相結(jié)合的手段進(jìn)行分析，形成了系統(tǒng)地解決該類問題的方案。國內(nèi)許多公司和高校學(xué)者也做了許多相關(guān)的研究：文獻(xiàn)[1]采用數(shù)值仿真分析方法，對(duì)變速箱在各種工況下進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析和聲學(xué)分析；文獻(xiàn)[2]以某純電動(dòng)變速箱為研究對(duì)象，運(yùn)用聲學(xué)仿真的方法預(yù)測勻速工況下箱體的輻射噪聲，并通過優(yōu)化齒輪參數(shù)來降低變速箱噪聲。然而國內(nèi)對(duì)變速箱振動(dòng)噪聲的研究還處于起步階段，沒有一個(gè)有效的理論體系來指導(dǎo)混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱產(chǎn)品的開發(fā)[3]。文章通過建立混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱殼體的有限元模型，對(duì)變速箱殼體的振動(dòng)特性進(jìn)行分析，通過仿真和試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，得出變速箱殼體的共振主要與各齒輪副的嚙合頻率有關(guān)的結(jié)論。該分析結(jié)果對(duì)混合動(dòng)力變速箱的研究與設(shè)計(jì)起到了參考作用。

1 箱體有限元模型的建立

混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器殼體結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1所示；采用Pro/E軟件建立箱體的三維模型，如圖2所示。為了獲得準(zhǔn)確的仿真分析結(jié)果，箱體的建模必須精確，因此，必須將箱體的表面加強(qiáng)筋和凸臺(tái)等結(jié)構(gòu)考慮在內(nèi)。

圖1 混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體實(shí)體三維模型圖

利用HyperMesh軟件建立箱體有限元模型，為了保證劃分網(wǎng)格的質(zhì)量，對(duì)于零部件較多的裝配體，應(yīng)將各個(gè)零部件單獨(dú)劃分后再進(jìn)行有限元裝配。選取四面體高階實(shí)體單元進(jìn)行箱體有限元網(wǎng)格的劃分，單元尺寸設(shè)置為10 mm，整個(gè)箱體模型共生成9 456 038個(gè)單元，301 192個(gè)節(jié)點(diǎn)。單元類型設(shè)置為solid 187，箱體殼材料為鋁合金，材料泊松比為0.32，彈性模量為7.6×104MPa，體積質(zhì)量為2 600 kg/m3。螺栓材料為鋼材，材料彈性模量為2.1×104MPa，泊松比為0.3，體積質(zhì)量為6 800 kg/m3。

箱體各部分網(wǎng)格單獨(dú)劃分完畢后，再將各零部件進(jìn)行重新裝配，得到的箱體有限元模型，如圖3所示。

圖3 混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體有限元模型圖

2 箱體模態(tài)分析與受力分析

由模態(tài)分析理論可知，模態(tài)分析是在自由無約束條件下對(duì)結(jié)構(gòu)固有特性的一種分析方法。由于混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)和前后電機(jī)以不同的運(yùn)行狀態(tài)來適應(yīng)汽車不同的行駛工況，如果添加實(shí)際邊界條件會(huì)產(chǎn)生病態(tài)矩陣，降低模態(tài)分析的計(jì)算精度。因此，文章按照文獻(xiàn)[4]的方法選取自由無阻尼為邊界條件，對(duì)箱體進(jìn)行模態(tài)仿真分析。

2.1 箱體模態(tài)分析

按照文獻(xiàn)[5]的方法將建立好的箱體有限元模型，導(dǎo)入到ANSYS軟件中，采用Block Lanczos法進(jìn)行模態(tài)分析。由振動(dòng)分析理論可知，低階模態(tài)對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響最大，因此，取計(jì)算出的前8階固有頻率和振型進(jìn)行分析。箱體前8階固有頻率及振型描述，如表1所示，前8階振型，如圖4所示。

表1 混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體前8階固有頻率及振型描述表 Hz

式中：fe——發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率，Hz；

n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；

z——?dú)飧讛?shù)，個(gè)；

τ——沖程數(shù)，個(gè)。

該混合動(dòng)力系統(tǒng)選用的發(fā)動(dòng)機(jī)為四沖程四缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，對(duì)于混合動(dòng)力汽車來說，一般轉(zhuǎn)速達(dá)到1 200 r/min時(shí)才開始啟動(dòng)，最高轉(zhuǎn)速為4 500 r/min。通過式（1）可以計(jì)算出，發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率為40～150Hz。

2.2.2 電機(jī)振動(dòng)

對(duì)于混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱，電機(jī)的振動(dòng)是動(dòng)力總成振動(dòng)的主要部分，電機(jī)旋轉(zhuǎn)頻率的計(jì)算，如式（2）所示。

由表1可知，箱體的固有頻率主要集中在885～2 677 Hz之間，振型以彎曲和扭轉(zhuǎn)為主。從圖4可以看出，箱體扭轉(zhuǎn)變形較大的部分為主箱體處，振幅較大的部位主要集中在主箱體和前后箱體的端蓋處。

2.2 箱體受力分析

該混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱，在實(shí)際運(yùn)行工況中承受著各種頻率可變的動(dòng)態(tài)激勵(lì)，主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)激振力、前發(fā)電機(jī)振動(dòng)激振力、后驅(qū)動(dòng)電機(jī)激振力、齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力及路面隨機(jī)載荷[6]。下面分別分析它們對(duì)箱體振動(dòng)的影響。

2.2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)

汽車在混動(dòng)模式下，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)，其轉(zhuǎn)速也會(huì)發(fā)生相應(yīng)的變化，如式（1）所示。由式（1）可知，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率也隨轉(zhuǎn)速發(fā)生變化。

式中：fm——電機(jī)旋轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率，Hz。

選取的發(fā)電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為5 000 r/min，驅(qū)動(dòng)電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為7 500 r/min。通過式（2）可計(jì)算出發(fā)電機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)的旋轉(zhuǎn)頻率均在83.3～125 Hz之間。

2.2.3 路面激勵(lì)

汽車在實(shí)際路況上行駛時(shí)，會(huì)受到來自路面上的隨機(jī)載荷作用，路面的平坦?fàn)顩r和汽車運(yùn)行的速度決定了路面載荷頻率的大小。路面載荷頻率的計(jì)算，如式（3）所示。

式中：fr——路面載荷頻率，Hz；

v——行駛速度，m/s；

L——路面不平度波長，m。

表2示出常見路面下的L取值范圍。

表2 常見路面不平度取值表 m

該混合動(dòng)力汽車最高車速為70 m/s，根據(jù)式（3）可以計(jì)算出路面激勵(lì)頻率在140 Hz以內(nèi)。

2.2.4 齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力

行星齒輪機(jī)構(gòu)是混合動(dòng)力變速箱的核心，由齒輪嚙合產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)力是造成變速箱振動(dòng)噪聲的主要來源，尤其是在純電動(dòng)工況下，由齒輪嚙合引起的振動(dòng)噪聲尤為突出。此類載荷通常為周期性激振力，表3示出純電動(dòng)工況下常用車速各齒輪副間的嚙合頻率。

表3 純電動(dòng)工況常用車速下各齒輪副間的嚙合頻率表

綜上所述，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率、電機(jī)旋轉(zhuǎn)頻率及路面載荷頻率不會(huì)引起箱體共振，因此，齒輪嚙合頻率成為研究該箱體振動(dòng)特性的關(guān)鍵。在純電動(dòng)工況下，行星齒輪嚙合頻率在0～3 000 Hz之間，可能與箱體的固有頻率重合，將會(huì)引起箱體的共振。

3 模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證

在理論模態(tài)分析后，通過設(shè)置對(duì)變速箱箱體的模態(tài)試驗(yàn)，證明所建箱體有限元模型的合理性與可靠性，為混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體有限元模型的優(yōu)化和改進(jìn)提供參考依據(jù)。

3.1 試驗(yàn)過程

該試驗(yàn)系統(tǒng)由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、信號(hào)測量與分析處理系統(tǒng)及激振系統(tǒng)組成。其中數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)由加速度傳感器、信號(hào)放大器及智能采集系統(tǒng)組成；激振系統(tǒng)由信號(hào)發(fā)生模塊、功率放大器及激振器組成。

文章選用PCB 352C33型號(hào)加速度傳感器和DEWEsoft型號(hào)數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)。

設(shè)置模態(tài)試驗(yàn)的目的就是驗(yàn)證自由模態(tài)仿真分析計(jì)算結(jié)果的正確性，因此在測試中不能出現(xiàn)剛性約束。測量箱體的自由模態(tài)參數(shù)，選擇柔性支撐的方式，用一根軟繩將箱體在輸出端最外側(cè)的螺栓孔處吊起。對(duì)于中小型結(jié)構(gòu)可以采用單點(diǎn)激勵(lì)的方法，將加速度傳感器按照箱體的實(shí)際輪廓粘貼在箱體表面，分別進(jìn)行X，Y，Z 3個(gè)方向上的數(shù)據(jù)測量。用力錘對(duì)箱體相應(yīng)測點(diǎn)依次進(jìn)行敲擊，之后將每個(gè)測試點(diǎn)在3個(gè)方向的測試數(shù)據(jù)導(dǎo)入到分析系統(tǒng)中進(jìn)行處理。

3.2 結(jié)果對(duì)比驗(yàn)證

通過模態(tài)試驗(yàn)得到箱體在自由邊界條件下的固有頻率，然后將試驗(yàn)測試得出的固有頻率與仿真分析計(jì)算出的固有頻率進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證所建有限元模型的合理性。表4示出變速器箱體前8階固有頻率的計(jì)算值和試驗(yàn)值的對(duì)比情況。

表4 混合動(dòng)力系統(tǒng)變速器箱體前8階固有頻率計(jì)算值和試驗(yàn)值對(duì)比表

由表4可以看出，對(duì)比結(jié)果顯示的相對(duì)誤差都控制在10%以內(nèi)，驗(yàn)證了所建模型的準(zhǔn)確性，滿足工程計(jì)算要求。

4 結(jié)論

1）文章利用Pro/E和HyperMesh軟件建立了變速器箱體的三維模型和有限元模型，經(jīng)過有限元模態(tài)分析，獲得了箱體結(jié)構(gòu)的固有特性，計(jì)算結(jié)果表明：變速器箱體的共振主要受齒輪副嚙合的頻率影響。

2）通過模態(tài)仿真結(jié)果與模態(tài)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比分析，驗(yàn)證了所建模型的合理性，為汽車混合動(dòng)力系統(tǒng)變速箱的設(shè)計(jì)起到了參考作用。