兩擋變速器純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性分析

宋田堂 王汐文 林連華 徐海港 張建武(. 上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院， 上海 0040；. 時(shí)風(fēng)(集團(tuán))有限責(zé)任公司， 山東 聊城 5800)

兩擋變速器純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性分析

宋田堂1王汐文1林連華2徐海港2張建武1
(1. 上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院， 上海 200240；2. 時(shí)風(fēng)(集團(tuán))有限責(zé)任公司， 山東 聊城 252800)

針對(duì)純電動(dòng)汽車(chē)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問(wèn)題，以某款具有兩擋自動(dòng)變速器的純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，根據(jù)傳動(dòng)系各部件的動(dòng)力學(xué)方程，建立動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，計(jì)算并分析傳動(dòng)系的固有特性和模態(tài)振型，并通過(guò)SIMPACK建立傳動(dòng)系的多體動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行強(qiáng)迫扭振計(jì)算，分析了部分參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的影響，為純電動(dòng)汽車(chē)降低傳動(dòng)系扭振提供參考。

純電動(dòng)汽車(chē) 兩擋機(jī)械式自動(dòng)變速器 傳動(dòng)系統(tǒng) 扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 多體動(dòng)力學(xué)

0 引言

中國(guó)經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展促進(jìn)了居民汽車(chē)保有量的增長(zhǎng)，同時(shí)也加劇了能源緊張、環(huán)境污染和城市空間擁擠等問(wèn)題。純電動(dòng)汽車(chē)具有節(jié)能、環(huán)保的優(yōu)勢(shì)，已成為各大汽車(chē)廠商研發(fā)的熱點(diǎn)。與此同時(shí)，消費(fèi)者對(duì)汽車(chē)的NVH(noise，vibration，hardness)性能的要求越來(lái)越高，汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)對(duì)整車(chē)NVH品質(zhì)的貢獻(xiàn)率很高[1]，因此對(duì)純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振分析具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。

扭振研究是動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)性研究課題之一，國(guó)內(nèi)外學(xué)者都對(duì)其進(jìn)行了相當(dāng)深入、廣泛的研究[2-6]。這些研究大多通過(guò)建立不同類(lèi)型的傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，來(lái)分析各種因素對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的影響。對(duì)具有兩擋機(jī)械式自動(dòng)變速器(2AMT)的純電動(dòng)汽車(chē)，傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)研究較少。本文以某款具有2AMT的純電動(dòng)汽車(chē)為研究對(duì)象，應(yīng)用精確求解方法，建立動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)微分方程，求解并分析傳動(dòng)系的固有特性和模態(tài)振型。同時(shí)，運(yùn)用商業(yè)化軟件SIMPACK建立傳動(dòng)系的多體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析，找到影響傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的主要因素。

1 電驅(qū)動(dòng)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)介

某純電動(dòng)汽車(chē)采用前置后驅(qū)的動(dòng)力傳動(dòng)方式。如圖1所示，該傳動(dòng)系包括驅(qū)動(dòng)電機(jī)EM、2AMT、減速器/差速器總成、驅(qū)動(dòng)半軸和車(chē)輪等。

圖1 某純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系示意圖Fig.1 Transmission map of electric vehicle

與傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)相比，該電動(dòng)汽車(chē)的電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)有很大變化，主要表現(xiàn)在：

(1) 電機(jī)代替內(nèi)燃機(jī)成為傳動(dòng)的動(dòng)力源；

(2) 省去了離合器和扭轉(zhuǎn)減振器；

(3) 采用了只有兩個(gè)擋位的自動(dòng)變速器。

可見(jiàn)該電動(dòng)汽車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)得到了簡(jiǎn)化，傳動(dòng)效率得到提高。上述改變也使得該傳動(dòng)系統(tǒng)具有了新的特點(diǎn)：

(1) 傳動(dòng)系統(tǒng)總體上表現(xiàn)為一個(gè)欠阻尼系統(tǒng)；

(2) 動(dòng)力總成的質(zhì)量明顯降低；

(3) 電機(jī)動(dòng)態(tài)響應(yīng)更快，而且存在一定的高頻轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，沖擊和噪聲問(wèn)題突出[7]。

2 動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)建模

電動(dòng)汽車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)量和彈性分布很不均勻，因此宜采用多自由度集中質(zhì)量-彈性離散化近似模型。該動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型如圖2所示，其中各部件參數(shù)如表1所示。其中，JM、J1、J2、J3、J4、Jd1、Jd2、Jt1、Jt2、Jv分別為電機(jī)、常嚙合主動(dòng)齒輪、常嚙合被動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋主動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋被動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪、右車(chē)輪、左車(chē)輪和整車(chē)的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；θm、θ1、θ2、θ3、θ4、θd1、θd2、θt1、θt2、θv分別為電機(jī)、常嚙合主動(dòng)齒輪、常嚙合被動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋主動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋被動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪、右車(chē)輪、左車(chē)輪和整車(chē)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的角位移；k1、k2、k3、k41、k42、k51、k52分別為電機(jī)軸、中間軸、傳動(dòng)軸、右半軸、左半軸、右輪胎、左輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度，k12、k34、kd分別為常嚙合齒輪副、Ⅰ/Ⅱ擋齒輪副、減速器/差速器總成齒輪副的嚙合剛度；Tm為電機(jī)受到的扭矩。

圖2 某純電動(dòng)汽車(chē)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model of vehicle drivetrain

表1 傳動(dòng)系統(tǒng)各部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

表2 傳動(dòng)系統(tǒng)各部件扭轉(zhuǎn)剛度

表3 傳動(dòng)系統(tǒng)各部件嚙合剛度

由上述動(dòng)力學(xué)模型可列出傳動(dòng)系統(tǒng)各部分的動(dòng)力學(xué)方程，通過(guò)各部分動(dòng)力學(xué)方程裝配成整體的動(dòng)力學(xué)方程，以此求解傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率及其振型。

電機(jī)動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

變速器動(dòng)力學(xué)方程為

(2)

(3)

(4)

(5)

式中r1、r2、r3、r4分別為常嚙合主動(dòng)齒輪、常嚙合被動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋主動(dòng)齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋被動(dòng)齒輪的基圓半徑。

減速器/差速器總成動(dòng)力學(xué)方程為

(6)

(7)

式中rd1、rd2分別為減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪的基圓半徑。

右車(chē)輪和左車(chē)輪的動(dòng)力學(xué)方程為

(8)

(9)

整車(chē)等效扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)方程為

(10)

通過(guò)上述方程(1)-(10)可以整合成系統(tǒng)的特征方程為

(11)

式中M為10×10階的等效質(zhì)量矩陣，K為10×10階的等效剛度矩陣，x為廣義位移向量，可表達(dá)為

x={θmθ1θ2θ3θ4θd1θd2θt1θt2θv}T

(12)

3 傳動(dòng)系扭振固有特性分析

求解傳動(dòng)系特征方程(11)可得到該傳動(dòng)系的固有頻率，每階固有頻率對(duì)應(yīng)的特征向量即為該階模態(tài)振型。在Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)分別計(jì)算出的固有頻率如表4所示。

表4 傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率

將模態(tài)振型歸一化，去除傳動(dòng)比的影響并整合到同一參考系，得到Ⅰ擋時(shí)傳動(dòng)系各階模態(tài)振型如圖3和圖4所示，Ⅱ擋時(shí)傳動(dòng)系各階模態(tài)振型如圖5和圖6所示。

圖3 Ⅰ擋時(shí)1-5階振型圖Fig.3 Mode shapes 1-5 in first gear

圖4 Ⅰ擋時(shí)6-10階振型圖Fig.4 Mode shapes 6-10 in first gear

圖3和圖4中，節(jié)點(diǎn)1-10依次為電機(jī)、常嚙合主動(dòng)齒輪、常嚙合被動(dòng)齒輪、Ⅰ擋主動(dòng)齒輪、Ⅰ擋被動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪、右車(chē)輪、左車(chē)輪和整車(chē)?？梢园l(fā)現(xiàn)，Ⅰ擋時(shí)1階、2階頻率下整車(chē)各部件振動(dòng)都比較明顯；3階、4階頻率接近，車(chē)輪處均有明顯振動(dòng)，而且表現(xiàn)出左右車(chē)輪反向共振和同向共振兩種不同的模態(tài)；5階、6階頻率下減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅰ擋主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；7階頻率下常嚙合主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅰ擋主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；8階頻率下，Ⅰ擋被動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅰ擋主動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；9階頻率下減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；10階頻率下常嚙合主動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，常嚙合被動(dòng)處也有較大振動(dòng)。

圖5 Ⅱ擋時(shí)1-5階振型圖Fig.5 Mode shapes 1-5 in second gear

圖6 Ⅱ擋時(shí)6-10階振型圖Fig.6 Mode shapes 6-10 in second gear

圖5和圖6中，節(jié)點(diǎn)1-10依次為電機(jī)、常嚙合主動(dòng)齒輪、常嚙合被動(dòng)齒輪、Ⅱ擋主動(dòng)齒輪、Ⅱ擋被動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪、減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪、右車(chē)輪、左車(chē)輪和整車(chē)?？梢园l(fā)現(xiàn)，Ⅱ擋時(shí)1階、2階頻率下整車(chē)各部件振動(dòng)都比較明顯；3階、4階頻率下車(chē)輪處均有明顯振動(dòng)，而且表現(xiàn)出左右車(chē)輪反向共振和同向共振兩種不同的模態(tài)，但與Ⅰ擋相比，3階和4階頻率相差略大，且在4階頻率下，除車(chē)輪外的各部件也有較大振動(dòng)；5階、6階頻率下減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅱ擋主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；7階頻率下常嚙合主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅱ擋被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；8階頻率下，Ⅱ擋主動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，Ⅱ擋被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；9階頻率下減速器/差速器總成主動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，減速器/差速器總成被動(dòng)齒輪處也有較大振動(dòng)；10階頻率下常嚙合主動(dòng)齒輪振動(dòng)明顯，常嚙合被動(dòng)處也有較大振動(dòng)。

4 傳動(dòng)系強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析

4.1 SIMPACK動(dòng)力學(xué)模型建立及驗(yàn)證

針對(duì)當(dāng)前2AMT電動(dòng)汽車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)，通過(guò)SIMPACK軟件和采用多自由度集中質(zhì)量-彈簧的離散化建模方法，建立多體動(dòng)力學(xué)模型。為了重點(diǎn)分析動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，在SIMPACK建模中作了以下基本假設(shè)：

(1) 不考慮彎曲振動(dòng)和拉壓振動(dòng)；

(2) 忽略傳動(dòng)系中橫向、縱向以及垂向振動(dòng)對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的影響；

(3) 不考慮附屬設(shè)備的影響；

(4) 忽略齒輪的變形；

(5) 忽略傳動(dòng)系部件中齒輪安裝誤差、加工誤差和磨損變形。

建立的電動(dòng)汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系SIMPACK模型如圖7所示，其中包括EM、2AMT、減速器/差速器總成、驅(qū)動(dòng)半軸、左右車(chē)輪和整車(chē)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等。

圖7 電動(dòng)汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系SIMPACK模型Fig.7 SIMPACK model of vehicle drivetrain

通過(guò)SIMPACK動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算，傳動(dòng)系在Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)的前十階固有頻率由表5和表6給出，為比較起見(jiàn)，同時(shí)給出了由微分方程法得出的結(jié)果。

由表5和表6可知，兩種計(jì)算方法得出的Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)的固有頻率相對(duì)誤差都很小，從而相互驗(yàn)證了模型的正確性，說(shuō)明得到的結(jié)果是可靠的。驗(yàn)證結(jié)果為進(jìn)一步對(duì)模型進(jìn)行強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析打下了基礎(chǔ)。

表5 Ⅰ擋時(shí)傳動(dòng)系固有頻率計(jì)算結(jié)果比較

表6 Ⅱ擋時(shí)傳動(dòng)系固有頻率計(jì)算結(jié)果比較

4.2 動(dòng)力傳動(dòng)系強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析

為了分析動(dòng)力傳動(dòng)系的強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)特性，SIMPACK中在電機(jī)端建立輸入通道及激振器，使之產(chǎn)生振動(dòng)激勵(lì)，該激勵(lì)為模擬電機(jī)產(chǎn)生的輸入扭矩；在整車(chē)輸出端建立輸出通道，用以繪制扭振響應(yīng)的幅值；最后進(jìn)行強(qiáng)迫扭振的計(jì)算設(shè)置。通過(guò)對(duì)不同參數(shù)下得到的整車(chē)頻率響應(yīng)進(jìn)行對(duì)比，分析和研究影響動(dòng)力傳動(dòng)系扭振的主要因素。

4.2.1 傳動(dòng)軸剛度和阻尼對(duì)扭振的影響

傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)剛度為16 104.9 Nm·rad-1，為了研究傳動(dòng)軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，將傳動(dòng)軸的剛度系數(shù)分別取為60%，80%，100%，120%，140%進(jìn)行仿真計(jì)算并比較傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的變化。下面分別討論Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)，不同傳動(dòng)軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)響應(yīng)的影響。

由圖8可知Ⅰ擋時(shí)隨著傳動(dòng)軸剛度增加，在1-100 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值沒(méi)有變化，傳動(dòng)系的低頻共振頻率也沒(méi)有變化；在100-1 000 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值變大，傳動(dòng)系的高頻共振頻率也變大。由圖9可知Ⅱ擋時(shí)隨著傳動(dòng)軸剛度增加，在1-100 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值沒(méi)有變化，傳動(dòng)系的低頻共振頻率也沒(méi)有變化；在100-1 000 Hz頻段，傳動(dòng)系的高頻共振頻率變大，但100-500 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值變大，500-1 000 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值變小。

圖8 Ⅰ擋時(shí)傳動(dòng)軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.8 Influence on drivetrain torsional vibration through changing drive shaft stiffness in first gear

圖9 Ⅱ擋時(shí)傳動(dòng)軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.9 Influence on drivetrain torsional vibration through changing drive shaft stiffness in second gear

傳動(dòng)軸的粘性阻尼系數(shù)為2.22 Nm·s·rad-1，為了研究傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，將傳動(dòng)軸的阻尼系數(shù)分別取為60%，80%，100%，120%，140%進(jìn)行仿真計(jì)算并比較傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的變化。下面分別討論Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)，不同傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)響應(yīng)的影響。

由圖10和圖11可知，隨著傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)增加，Ⅰ擋和Ⅱ擋扭振響應(yīng)相類(lèi)似，在1-100 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值沒(méi)有變化，傳動(dòng)系的低頻共振頻率也沒(méi)有變化；在100-1 000 Hz頻段傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振幅值均會(huì)變小，但100-500 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振頻率變大，500-1 000 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振頻率變小。但相比于剛度系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響很小。

圖10 Ⅰ擋時(shí)傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.10 Influence on drivetrain torsional vibration through changing drive shaft damping in first gear

圖11 Ⅱ擋時(shí)傳動(dòng)軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.11 Influence on drivetrain torsional vibration through changing drive shaft damping in second gear

4.2.2 半軸剛度和阻尼對(duì)扭振的影響

半軸的扭轉(zhuǎn)剛度為5 000 Nm·rad-1，為了研究半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，將半軸的剛度系數(shù)分別取為60%，80%，100%，120%，140%進(jìn)行仿真計(jì)算并比較傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的變化。下面分別討論Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)，不同半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)響應(yīng)的影響。

由圖12和圖13可知，隨著傳動(dòng)軸剛度增加，Ⅰ擋和Ⅱ擋扭振響應(yīng)相類(lèi)似，在1-100 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值略微減小，傳動(dòng)系的低頻共振頻率變大；100-1 000 Hz頻段，傳動(dòng)系的高頻共振頻率沒(méi)有變化，但扭轉(zhuǎn)共振幅值變大。增大半軸的剛度能夠使傳動(dòng)系的響應(yīng)幅值變小，可以使乘坐舒適性得到提高。

半軸的粘性阻尼系數(shù)為8.29 Nm·s·rad-1，為了研究半軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，將半軸的阻尼系數(shù)分別取為60%，80%，100%，120%，140%進(jìn)行仿真計(jì)算并比較傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的變化。下面分別討論Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)，不同半軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)響應(yīng)的影響。

由圖14和圖15可知，隨著半軸阻尼系數(shù)增加，Ⅰ擋和Ⅱ擋扭振響應(yīng)相類(lèi)似，在1-10 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值沒(méi)有變化，傳動(dòng)系的低頻共振頻率也沒(méi)有變化；在10-100 Hz頻段傳動(dòng)系的低頻共振頻率沒(méi)有變化，但扭轉(zhuǎn)共振幅值變?。辉?00-1 000 Hz頻段傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振幅值均會(huì)變大，但傳動(dòng)系的高頻共振頻率均會(huì)變小。在人體比較敏感的0.5-20 Hz范圍內(nèi)，增加半軸的阻尼，能夠降低扭振，也使得乘坐舒適性提高，噪聲也得到降低。

圖12 Ⅰ擋時(shí)半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.12 Influence on drivetrain torsional vibration through changing half-shaft stiffness in first gear

圖13 Ⅱ擋時(shí)半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.13 Influence on drivetrain torsional vibration through changing half-shaft stiffness in second gear

圖14 Ⅰ擋時(shí)半軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.14 Influence on drivetrain torsional vibration through changing half-shaft damping in first gear

圖15 Ⅱ擋時(shí)半軸阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.15 Influence on drivetrain torsional vibration through changing half-shaft damping in second gear

4.2.3 電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)扭振的影響

電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.047 kg·m2，為了研究電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，將電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別取為60%，80%，100%，120%，140%進(jìn)行仿真計(jì)算并比較傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的變化。下面分別討論Ⅰ擋和Ⅱ擋時(shí)，不同電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)響應(yīng)的影響。

由圖16和圖17可知，隨著電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的增加，Ⅰ擋和Ⅱ擋扭振響應(yīng)相類(lèi)似，在1-10 Hz頻段的扭轉(zhuǎn)共振幅值變大，但低頻共振頻率變??；在10-100Hz頻段傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振幅值和低頻共振頻率都在變小；在100-1 000 Hz頻段傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振幅值均會(huì)變小，傳動(dòng)系的高頻共振頻率也會(huì)變小。

圖16 Ⅰ擋時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.16 Influence on drivetrain torsional vibration through changing rotational inertia of electric motor in first gear

圖17 Ⅱ擋時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響Fig.17 Influence on drivetrain torsional vibration through changing rotational inertia of electric motor in second gear

5 結(jié)論

(1) 建立了兩擋變速器純電動(dòng)汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，列出了傳動(dòng)系各部件的動(dòng)力學(xué)方程，從而進(jìn)行了傳動(dòng)系扭振固有特性和強(qiáng)迫扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析。

(2) 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的低階固有頻率主要集中在整車(chē)和車(chē)輪上，中高頻集中在變速器常嚙合齒輪、Ⅰ/Ⅱ擋齒輪及減速器/差速器總成齒輪上。

(3) 傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼系數(shù)對(duì)傳動(dòng)系低頻扭振沒(méi)有影響；半軸的扭轉(zhuǎn)剛度越大，阻尼系數(shù)越大，傳動(dòng)系的低頻扭振越小，能夠提高乘坐舒適性；綜合考慮低頻段扭振響應(yīng)，電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量取0.047 kg·m2時(shí)，傳動(dòng)系扭振響應(yīng)效果相對(duì)較好，從而達(dá)到最佳乘坐舒適性。

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Analysis of Torsional Vibration Characteristics of Transmission System for Two-speed Electric Vehicle

SongTiantang1WangXiwen1LinLianhua2XuHaigang2ZhangJianwu1
(1.SchoolofMechanicalEngineering，ShanghaiJiaoTongUniversity，Shanghai200240,China； 2.ShifengGroupCompanyLimited，Liaocheng，Shandong252800,China)

This paper focus on the torsional vibration of a two-speed electric vehicle. A simulation model based on the torsional vibration dynamic equation is established to analyze the natural frequencies and mode shapes of the drivetrain. In addition, by using the multi-body dynamics software of SIMPACK, the forced vibration analysis of the drivetrain is carried out to analyze the influence of related parameters on the torsional vibration response, which provides guidance for reducing the torsional vibration of the vehicle drivetrain.

Electric vehicle 2AMT Drivetrain Torsional vibration Multi-body dynamics

*本項(xiàng)目由山東省科技重大專(zhuān)項(xiàng)資助，項(xiàng)目編號(hào)(2015ZDXX0601C01)

U463.212

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