余漢紅，唐振天，胡汝凱，蘆 浩，劉夫云

（1.桂林福達(dá)股份有限公司，廣西桂林 541004；2.桂林電子科技大學(xué)，廣西桂林541004）

0 引言

扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，是發(fā)動(dòng)機(jī)等旋轉(zhuǎn)機(jī)械軸系、汽車傳動(dòng)系統(tǒng)等系統(tǒng)的一種常見振動(dòng)形式[1]。汽車傳動(dòng)系統(tǒng)一般由發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、傳動(dòng)軸系、差速器、半軸及車輪等組成，它既是一個(gè)由離散的集中質(zhì)量、弾性軸與阻尼組成的彎曲振動(dòng)系統(tǒng)，又是一個(gè)多自由度扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)[2]。汽車在行駛過程中，若傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率波動(dòng)與傳動(dòng)系統(tǒng)本身的固有頻率接近，則容易產(chǎn)生變速器齒輪敲擊、軸系共振，甚至傳到車內(nèi)，容易引起結(jié)構(gòu)疲勞，影響整車舒適性。因此，解決好汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問題，成為提高整車NVH綜合性能的關(guān)鍵，也是新車設(shè)計(jì)階段需要重點(diǎn)關(guān)注的問題[3]。

本文針對(duì)某型號(hào)皮卡的傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問題，對(duì)阻尼等非線性因素進(jìn)行了研究，建立非線性的離合器傳遞力矩計(jì)算數(shù)學(xué)模型，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模方法并考慮離合器的非線性因素，建立了研究離合器性能參數(shù)影響的五自由度汽車傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真優(yōu)化模型?；诮⒌奈遄杂啥绕噦鲃?dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，以實(shí)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)為激勵(lì)，對(duì)該車型離合器的性能參數(shù)優(yōu)化。將優(yōu)化前后的離合器進(jìn)行了裝車測(cè)試，對(duì)比分析了變速箱輸入軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)情況。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)建模與分析

1.1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振動(dòng)力學(xué)建模

對(duì)于軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析計(jì)算，目前最常使用的有連續(xù)質(zhì)量模型（分布質(zhì)量）方法和集中質(zhì)量模型（離散模型）方法[4]。其中，集中質(zhì)量模型法是指將軸系當(dāng)量簡(jiǎn)化為離散的質(zhì)量，通過當(dāng)量剛度和阻尼連接，計(jì)算重點(diǎn)是對(duì)軸系合理的當(dāng)量簡(jiǎn)化。集中質(zhì)量法計(jì)算量小，對(duì)于低階頻率計(jì)算誤差小，適用于大部分簡(jiǎn)單軸系[5]。本文采用集中質(zhì)量模型法對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行建模。其動(dòng)力學(xué)方程式如式1所示。

其中：J為等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；C為扭轉(zhuǎn)阻尼；K為扭轉(zhuǎn)剛度；T為作用力矩。根據(jù)本文所研究皮卡車的傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成及布置型式，在滿足仿真精度需求的前提下，建立一個(gè)考慮離合器非線性的五自由度汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，如圖1所示，圖示參數(shù)含義如表1所示。

圖1 五自由度動(dòng)力學(xué)模型示意圖

表1 動(dòng)力學(xué)建模含義及單位

根據(jù)式1、圖1模型及表1參數(shù)含義，得出此模型參數(shù)方程組，如式2所示。

其中，Te=Tm+波動(dòng)力矩，Tm為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出平均力矩，由發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線獲得，用一個(gè)簡(jiǎn)諧波來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)波動(dòng)力矩，簡(jiǎn)諧波由TAsin（2ωe*t）模擬，TA表示波動(dòng)力矩振動(dòng)幅值，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)TA一般取（0.3～1）倍Tm.變速器傳遞力矩Tg，傳動(dòng)軸傳遞力矩Tb，后橋半軸傳遞力矩Tb分別為

發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的扭振，扭轉(zhuǎn)減振器中設(shè)有專門的阻尼片[6]，其阻尼力矩為[7]：

Tf表示離合器輸出滯后阻尼力矩；μ表示阻尼片間摩擦系數(shù)；FN表示正壓力；sgn表示符號(hào)函數(shù)，Δv>0 時(shí)，sgn（Δv）=1，Δv<0 時(shí)，sgn（Δv）=-1.

1.2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振動(dòng)力學(xué)模型仿真及優(yōu)化

根據(jù)1.1的方法原理，在MATLAB軟件進(jìn)行建模及仿真，模型如圖2所示。以發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪處與變速箱輸入軸處的角加速度比值作為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)。傳遞率數(shù)值越小，代表振動(dòng)傳遞小，系統(tǒng)振動(dòng)小。

圖2 MATLAB建模

從發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火原理可知發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和飛輪的扭振主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的2階次扭振引起的，故本文只考慮2階次扭振因素。由于3-6檔為比較常用檔位，選取3-6檔作為優(yōu)化檔位，針對(duì)阻尼力矩進(jìn)行優(yōu)化，然后各檔位共振峰值處的離合器角加速度傳遞率進(jìn)行了綜合整理，結(jié)果如圖3所示。

圖3 離合器角加速度傳遞率綜合變化圖

由結(jié)果可知，隨著阻尼力矩的增加，各檔位角加速度傳遞率共振峰值逐漸減小，即振動(dòng)逐漸減小。由此可知，增大離合器阻尼力矩，可有效減小傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)。

但35 N·m之后角加速度傳遞率下降的趨勢(shì)已不甚明顯，趨勢(shì)逐漸趨于平坦，即阻尼力矩再增加而傳動(dòng)系統(tǒng)扭振減振效果已不再顯著，考慮到制造難度及成本等原因，選取35 N·m大小的阻尼力矩作為離合器的優(yōu)化參數(shù)。離合器優(yōu)化前與優(yōu)化后參數(shù)如表2所示。

表2 離合器優(yōu)化前后參數(shù)對(duì)比

1.3 阻尼力矩優(yōu)化結(jié)果驗(yàn)證

將試制的新款離合器進(jìn)行裝車測(cè)試。本次試驗(yàn)僅對(duì)離合器性能參數(shù)做適當(dāng)調(diào)整，并未對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)及外觀做出改動(dòng)。使用LMSTestlab振動(dòng)噪聲測(cè)試儀進(jìn)行測(cè)試并進(jìn)行數(shù)據(jù)分析。使用LMSTestlab對(duì)轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進(jìn)行階次分析，主要觀測(cè)轉(zhuǎn)速2階次扭振變化，裝車試驗(yàn)以及測(cè)試結(jié)果如圖4、5所示。

圖4 離合器實(shí)物及裝車試驗(yàn)圖

圖5 4-6檔優(yōu)化前后扭振2階次圖對(duì)比

從上圖可以看出，離合器的主減振級(jí)阻尼力矩調(diào)整為35 N·m后，4-6檔加速時(shí)，共振峰值處的轉(zhuǎn)速波動(dòng)量明顯減低，基本消除了各個(gè)檔位下的共振。在1 200～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段，車內(nèi)振動(dòng)有所改善，明顯提高了乘坐的舒適性，整車NVH性能得到了明顯改善。試驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器。

2 結(jié)束語

離合器的阻尼參數(shù)對(duì)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)有重要影響，本文以某型號(hào)皮卡為研究對(duì)象，采用動(dòng)力學(xué)知識(shí)及MATLAB軟件建立五自由度模型對(duì)離合器阻尼參數(shù)進(jìn)行研究。通過分析發(fā)現(xiàn)，離合器力矩取相對(duì)大的值對(duì)于傳動(dòng)系統(tǒng)減振有積極作用，根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，對(duì)其進(jìn)行了驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果顯示，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器，故本文理論對(duì)于離合器參數(shù)選取以及汽車傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)具有積極的意義。

[1]康 強(qiáng)，吳昱東.某前置后驅(qū)乘用車傳動(dòng)系扭振模態(tài)理論計(jì)算及試驗(yàn)測(cè)試[J].汽車技術(shù)，2015（1）：40-43.

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