劉子萌，謝建新

（青島黃海學(xué)院，山東 青島 266427）

引言

具有多個(gè)振動(dòng)特性的多自由度振動(dòng)系統(tǒng)是汽車傳動(dòng)軸系統(tǒng)的固有特點(diǎn)。汽車各系統(tǒng)中振動(dòng)的最主要激振源是傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)與驅(qū)動(dòng)橋的振動(dòng)相耦合的結(jié)果[1]。傳動(dòng)軸是將一對(duì)軸線相交且相對(duì)位置不斷變化的轉(zhuǎn)軸用以把動(dòng)力傳遞給驅(qū)動(dòng)車輪。該四驅(qū)商用車的傳動(dòng)軸主要是將發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力經(jīng)分動(dòng)器傳遞至前、后車橋上，從而實(shí)現(xiàn)軸距較長(zhǎng)車輛的動(dòng)力長(zhǎng)距離傳遞。然而傳動(dòng)軸的振動(dòng)問(wèn)題直接影響著駕駛者的乘坐舒適性，故對(duì)其振動(dòng)研究是整車設(shè)計(jì)的一個(gè)重要環(huán)節(jié)[2]。

本文以四驅(qū)商用車傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)優(yōu)化這一任務(wù)，運(yùn)用動(dòng)力學(xué)仿真方法，建立傳動(dòng)軸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。在隨機(jī)不平路面激勵(lì)影響下利用驗(yàn)證仿真模型，對(duì)該車在車速60 km/h的行駛車速下，對(duì)分動(dòng)器與車架支承處的動(dòng)反力進(jìn)行分析。

1 動(dòng)力學(xué)模型的建立

由于分析時(shí)考慮長(zhǎng)度較長(zhǎng)的前、后橋輸出軸軸管的變形，故需將ADAMS中的剛性軸管替換為柔性軸管。利用ANSYS軟件將前、后橋輸出軸軸管部分進(jìn)行網(wǎng)格劃分，模態(tài)分析后將模態(tài)中性文件直接讀取到ADAMS中建立傳動(dòng)軸的柔性體[3]，如圖1所示。

圖1 四驅(qū)商用車傳動(dòng)軸系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

2 仿真分析

2.1 工況的確定

四驅(qū)商用車采用的發(fā)動(dòng)機(jī)最高輸入轉(zhuǎn)速3000 r/min?？紤]到該車的行駛環(huán)境，行駛車速為60 km/h。該分動(dòng)器分別基于高低擋兩種傳動(dòng)比下進(jìn)行仿真分析，分動(dòng)器的高擋傳動(dòng)比iH=1.2，低擋傳動(dòng)比iL=2.05，主減速器傳動(dòng)比i0=4.86。由此根據(jù)公式（1）可得到高、低擋輸入轉(zhuǎn)速。

式中：R為車輪半徑，R=0.525 m；iF為分動(dòng)器傳動(dòng)比；i0為主減速器傳動(dòng)比；V為汽車行駛車速。

2.2 最大負(fù)載扭矩的確定

四驅(qū)商用車的傳動(dòng)軸所傳遞的最大扭矩是由地面摩擦產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)力所決定。對(duì)傳動(dòng)軸系統(tǒng)最大負(fù)載扭矩的確定方法，通過(guò)地面最大附著力計(jì)算的傳動(dòng)軸的額定負(fù)荷與發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算出的傳動(dòng)軸的額定負(fù)荷進(jìn)行比較得出地面最大附著力計(jì)算傳動(dòng)軸的額定負(fù)載，如公式（2）所示：

式中：r為車輪的滾動(dòng)半徑（mm）；ψ為車輪與地面的附著系數(shù)；m'為汽車最大車速時(shí)負(fù)載轉(zhuǎn)移系數(shù)；i0為主減速器傳動(dòng)比。

按照發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大扭矩計(jì)算傳動(dòng)軸的額定負(fù)載，車身質(zhì)量通過(guò)動(dòng)能守恒簡(jiǎn)化為一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，平均分配到車輛的前、后橋，如公式（3）所示：

式中：M為汽車發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；i1為變速器一擋傳動(dòng)比；Ip為分動(dòng)器低速擋傳動(dòng)比；N為驅(qū)動(dòng)軸數(shù)。

2.3 路面隨機(jī)激勵(lì)模型的建立

評(píng)定汽車平順性最主要的實(shí)驗(yàn)是隨機(jī)輸入試驗(yàn)，利用Matlab中的Simulink模塊的限帶白噪聲，使用基于有理函數(shù)濾波白噪聲生成法建立了路面不平度的時(shí)域模型[4]。路面不平度位移可寫(xiě)為時(shí)域表達(dá)的形式：

將式（4）兩邊積分得：

選取白噪聲ω(t)的采樣時(shí)間為0.01 s，車速u為16.67 m/s（60 km/h），B級(jí)路面下不平度系數(shù)的幾何平均值Gq(n0)=64×10-6m2/m-1，在Simulink中建立隨機(jī)路面不平度的仿真模型。將k0=2*pi*0.1*sqrt（64e-006*16.7）代入Gain模塊進(jìn)行仿真分析，得到B級(jí)路面的隨機(jī)路面不平度結(jié)果如圖2所示。

圖2 路面不平度仿真結(jié)果

2.4 傳動(dòng)軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析

汽車在路面上行駛時(shí)，對(duì)傳動(dòng)軸產(chǎn)生振動(dòng)的影響因素主要有兩方面，一是在生產(chǎn)時(shí)傳動(dòng)軸本身的尺寸、安裝夾角、制造誤差等問(wèn)題所造成的振動(dòng)影響，這類影響因素可人為的減少或避免；二是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞的轉(zhuǎn)速、扭矩對(duì)傳動(dòng)軸振動(dòng)的影響，這類影響需要通過(guò)仿真分析改善[5]。

在發(fā)動(dòng)機(jī)勻速行駛工況下，仿真輸入發(fā)動(dòng)轉(zhuǎn)速為1200 r/min，輸入扭矩為1000 N·m。在ADAMS/View界面中，通過(guò)設(shè)置合適的仿真布置參數(shù)對(duì)傳動(dòng)軸系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，在考慮動(dòng)撓度和不考慮動(dòng)撓度的作用下對(duì)其進(jìn)行仿真分析，得到二者的比較關(guān)系曲線如圖3所示。

圖3 考慮動(dòng)撓度與不考慮動(dòng)撓度時(shí)動(dòng)反力大小對(duì)比

得到四驅(qū)商用車在考慮動(dòng)撓度和不考慮動(dòng)撓度時(shí)動(dòng)反力均方根值大小分別為為3270 N、2957 N。很明顯在懸架動(dòng)撓度的影響下車架與分動(dòng)器支承處的動(dòng)反力均方根值較大，所以應(yīng)對(duì)在懸架動(dòng)撓度影響下汽車在高速擋和低速擋的情況下進(jìn)行仿真分析。

在考慮懸架動(dòng)撓度的影響情況下，再通過(guò)仿真分析得到汽車在低速擋車速30 km/h和高速擋車速60 km/h勻速直線行駛時(shí)，在ADAMS中進(jìn)行仿真分析，得到分動(dòng)器與車架連接處動(dòng)反力與時(shí)間的關(guān)系曲線如圖4、5所示。

圖4 低速擋分動(dòng)箱與車架支承處的動(dòng)反力

得到四驅(qū)商用車傳動(dòng)軸系統(tǒng)在低速擋和高速擋時(shí)所受到的最大動(dòng)反力均方根值分別為567 N、1012 N，汽車在高速擋行駛時(shí)的動(dòng)反力均方根值大小遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于低速擋。

3 結(jié)論

首先確定了傳動(dòng)軸系統(tǒng)模型的輸入工況，通過(guò)計(jì)算公式確定了傳動(dòng)軸前、后橋輸出軸所承受的最大負(fù)載。然后在Simulink里建立了路面隨機(jī)激勵(lì)模型，對(duì)分動(dòng)器與車架支承處的動(dòng)反力均方根值進(jìn)行仿真分析，分析比較二者產(chǎn)生較大動(dòng)反力均方根值的情況，最后在該情況下對(duì)汽車在高速擋和低速擋勻速直線行駛時(shí)動(dòng)反力均方根值的大小比較，最終確定了最大振動(dòng)狀況。