雙行星排式動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性分析

鄭銘垠，左言言，吳傳剛，楊忠凱

(江蘇大學(xué) 振動(dòng)噪聲研究所， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

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雙行星排式動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性分析

鄭銘垠，左言言，吳傳剛，楊忠凱

(江蘇大學(xué) 振動(dòng)噪聲研究所， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

以某款混合動(dòng)力汽車動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)為例，綜合應(yīng)用UG、ADAMS及ANSYS建立雙行星排式動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型；對建立的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行典型工況下的仿真分析，通過分析前后排行星輪系輪齒嚙合力、軸系角加速度的時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線，得到該動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)(如純電動(dòng)、巡航)和非穩(wěn)態(tài)(如發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng))工況下的動(dòng)態(tài)特性。仿真結(jié)果表明：該動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)穩(wěn)態(tài)工況下動(dòng)態(tài)特性峰值頻率主要為低頻段的旋轉(zhuǎn)頻率和兩行星排的嚙合頻率及其倍頻；非穩(wěn)態(tài)工況初期存在瞬時(shí)沖擊激勵(lì)，但前排行星輪系動(dòng)態(tài)特性的變化對后排行星輪系影響較小。

混合動(dòng)力汽車；動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)；行星齒輪；動(dòng)態(tài)特性

動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)是耦合混合動(dòng)力汽車發(fā)動(dòng)機(jī)和電機(jī)輸出動(dòng)力的關(guān)鍵部件，其中行星齒輪動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)的應(yīng)用最為廣泛[1]。動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)要承受各動(dòng)力源輸入的穩(wěn)態(tài)載荷和動(dòng)力切換過程中的瞬態(tài)沖擊，由此產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲直接影響乘坐舒適性[2]。

行星齒輪系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性以齒輪副嚙合時(shí)的動(dòng)力學(xué)特性為核心。主要研究齒輪系統(tǒng)在傳遞動(dòng)力過程中的沖擊、振動(dòng)和噪聲規(guī)律，為設(shè)計(jì)振動(dòng)小、噪聲低、可靠性高的齒輪系統(tǒng)提供理論依據(jù)[3]。王偉華等[4-6]分析了行星齒輪式混合動(dòng)力汽車動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)的構(gòu)型和工作模式，得到了不同工作模式下動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)輸出的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩特性。Deur[7]建立了某車輛行星傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,驗(yàn)證了系統(tǒng)的傳動(dòng)規(guī)律與動(dòng)力學(xué)特性。

前人對行星齒輪系統(tǒng)進(jìn)行了大量而深入的研究，但對包含整個(gè)傳動(dòng)系和結(jié)構(gòu)系的復(fù)合行星齒輪系的多工況動(dòng)力學(xué)研究還很少。本文通過建立ADAMS多體動(dòng)力學(xué)模型，對動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)進(jìn)行典型工況下的動(dòng)力學(xué)仿真，分析不同工況下各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)特性以及齒輪嚙合力的時(shí)域和頻域特性。

1 動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)三維實(shí)體建模

1.1 混聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)

混聯(lián)式動(dòng)力耦合系統(tǒng)綜合了串聯(lián)和并聯(lián)的特點(diǎn)，其動(dòng)力源包括內(nèi)燃機(jī)和電機(jī)，通過行星齒輪動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)的耦合作用，既可以實(shí)現(xiàn)各動(dòng)力源的單獨(dú)驅(qū)動(dòng)，也可以實(shí)現(xiàn)2個(gè)動(dòng)力源的聯(lián)合驅(qū)動(dòng)[8]。本文以某混聯(lián)式混合動(dòng)力汽車為例，建立其動(dòng)力耦合系統(tǒng)的示意圖，如圖1所示。

此混合動(dòng)力系統(tǒng)的動(dòng)力源包括發(fā)動(dòng)機(jī)、電機(jī)MG1/電機(jī)MG2。其動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)由前后排行星齒輪系構(gòu)成，都以齒圈作為動(dòng)力輸出部件。兩行星齒輪排的內(nèi)齒圈分別嵌套在復(fù)合齒輪機(jī)構(gòu)的左右兩邊。兩行星齒輪系與各動(dòng)力源的連接關(guān)系如下[9]:

1.發(fā)動(dòng)機(jī)；2.扭轉(zhuǎn)減振器；3.電機(jī)MG1；4.前排行星輪系；5.復(fù)合齒輪機(jī)構(gòu)；6.后排行星輪系；7.電機(jī)MG2；8.主減速器齒輪；9.驅(qū)動(dòng)橋

圖1 某混聯(lián)式混合動(dòng)力汽車動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

1.2 動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)三維實(shí)體建模

根據(jù)已知的結(jié)構(gòu)參數(shù)，利用UG8.0自帶的齒輪庫建立行星輪系中各漸開線斜齒輪的實(shí)體模型，得到行星輪系的三維模型，如圖2 所示。表1為雙排行星輪系各齒輪的基本參數(shù)。

圖2 斜齒行星齒輪系實(shí)體模型

整個(gè)動(dòng)力耦合系統(tǒng)還包括發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸、兩電機(jī)及其輸入軸、復(fù)合齒圈、軸承等部件。根據(jù)已知的參數(shù)，建立各子部件的實(shí)體模型。應(yīng)用UG的裝配模塊，通過施加各種約束關(guān)系，將動(dòng)力耦合系統(tǒng)的各部件裝配成一體，整個(gè)裝配體模型見圖3。

圖3 動(dòng)力耦合系統(tǒng)裝配體模型

2 動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)建模

將UG模型通過中間格式(Parasolid)導(dǎo)入到ADAMS中，定義系統(tǒng)部件的材料屬性，包括密度、泊松比和彈性模量；施加各構(gòu)件的約束關(guān)系；采用沖擊函數(shù)法定義輪齒之間的接觸力[10]。該動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)運(yùn)行工況復(fù)雜多變，發(fā)動(dòng)機(jī)、電機(jī)MG1/MG2要根據(jù)工況條件頻繁啟停。為了提高計(jì)算精度，利用ANSYS將發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸、兩電機(jī)輸入軸進(jìn)行柔性化處理[11]。創(chuàng)建的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型如圖4所示。

圖4 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

3 動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)仿真分析

3.1 載荷和驅(qū)動(dòng)的施加

采用混合動(dòng)力汽車檢測儀對其進(jìn)行路上試驗(yàn)，得到典型工況下各動(dòng)力元件的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)據(jù)，如表2所示。

3.2 仿真觀測點(diǎn)的選擇

動(dòng)力耦合系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲特性與兩行星排的嚙合傳動(dòng)息息相關(guān)，所以選擇兩行星排的太陽輪與行星輪、行星輪與內(nèi)齒圈的嚙合力為觀測目標(biāo)。在汽車運(yùn)行過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)要頻繁起停，兩電機(jī)要在發(fā)電機(jī)和電動(dòng)機(jī)之間頻繁切換，所以選擇發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸和兩電機(jī)輸入軸的質(zhì)心角加速度作為觀測點(diǎn)，研究其扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性。

表1 雙排行星輪系各齒輪的基本參數(shù)

注：“前排”含4個(gè)行星輪,各齒輪存在變位；“后排”含5個(gè)行星輪，各齒輪為標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪。

表2 不同工況下各動(dòng)力元件的試驗(yàn)數(shù)據(jù)

注：v為車速(km·h-1)；nEng、nMG2、nMG1為發(fā)動(dòng)機(jī)、電機(jī)MG2、電機(jī)MG1的轉(zhuǎn)速；TMG2、TMG1為電機(jī)MG2、電機(jī)MG1轉(zhuǎn)矩。

圖5 嚙合力時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

3.3 動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)典型工況仿真結(jié)果及分析

3.3.1 純電動(dòng)工況

根據(jù)表2，在v=30 km/h純電動(dòng)工況下，電機(jī)MG2輸入轉(zhuǎn)速nMG2=2 250 r/min，由于動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)中相互嚙合的齒輪之間存在間隙，仿真的初始時(shí)刻會存在瞬態(tài)沖擊，為了盡量減少仿真初始時(shí)刻的瞬態(tài)沖擊，使用Step函數(shù)為電機(jī)MG2轉(zhuǎn)子施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)：nMG2=step(time,0,0,0.05,13 500d),表示在0.05 s時(shí)轉(zhuǎn)速增加至13 500(°)/s，復(fù)合齒圈負(fù)載力矩Tv=16.85 N·m[12]。仿真時(shí)間為0.5 s，步數(shù)為1 000步。

由圖5嚙合力的頻域響應(yīng)曲線可知：后排行星輪系在頻率f=825 Hz，f=1 650 Hz處存在明顯的峰值，分別對應(yīng)后排嚙合頻率及其2倍頻；在低頻段f=37.5 Hz處也存在峰值，對應(yīng)太陽輪的旋轉(zhuǎn)頻率；前排行星輪系在f=1 110 Hz，f=2 219 Hz處存在明顯峰值，分別對應(yīng)前排嚙合頻率及其2倍頻；另外，在低頻段f=74.8 Hz處存在明顯峰值，對應(yīng)太陽輪的2倍旋轉(zhuǎn)頻率。

由圖6軸角加速度時(shí)域響應(yīng)曲線可知：齒輪系統(tǒng)在傳動(dòng)過程中存在明顯的動(dòng)載成分，各軸角加速度存在波動(dòng)。由頻域特性曲線可知：各輸入軸角加速度低頻成分比較明顯，主要為輸入軸的旋轉(zhuǎn)頻率及其倍頻。此外電機(jī)MG2輸入軸在f=3 287 Hz存在峰值，對應(yīng)后排嚙合頻率4倍頻；MG1輸入軸在f=2 218 Hz存在峰值，對應(yīng)前排嚙合頻率的2倍頻，但兩者的峰值并不突出。

綜上可知，在純電動(dòng)穩(wěn)態(tài)工況下，動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)運(yùn)行平穩(wěn)，其頻域特性的主要峰值頻率為低頻段的旋轉(zhuǎn)頻率和兩行星排的嚙合頻率及其倍頻。

圖6 軸角加速度時(shí)域與頻域響應(yīng)曲線

3.3.2 巡航工況

對于v=30 km/h巡航工況，根據(jù)表2，使用Step函數(shù)對發(fā)動(dòng)機(jī)和電機(jī)MG2轉(zhuǎn)子施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)：nEng=Step(time,0,0,0.05,7 320d)，nMG2=Step(time,0,0,0.05,13 218d)；對復(fù)合齒圈施加負(fù)載轉(zhuǎn)矩Tv=16.85 N·m[12]，兩電機(jī)都作為發(fā)電機(jī)，此時(shí)兩電機(jī)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩TMG1=-6.25 N·m，TMG2=-9.25 N·m。仿真時(shí)間為0.5 s，步數(shù)為1 000步。

由圖7嚙合力時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線可知：在穩(wěn)態(tài)巡航工況下，各齒輪對之間的嚙合力時(shí)域信號比較平穩(wěn)。并且后排在其嚙合頻率f=807.8Hz及其2倍嚙合頻率f=1 615 Hz處存在峰值，另外后排太陽輪與行星輪嚙合力在f=36.6 Hz處也存在較大峰值，其對應(yīng)太陽輪的旋轉(zhuǎn)頻率，而前排峰值頻率f=37 Hz對應(yīng)前排太陽輪旋轉(zhuǎn)頻率，峰值頻率f=500 Hz對應(yīng)前排嚙合頻率。

由圖8軸角加速度頻域響應(yīng)曲線可知：各輸入軸角加速度頻域信號比較平穩(wěn)，其峰值頻率主要為低頻的旋轉(zhuǎn)頻率或2倍旋轉(zhuǎn)頻率。

綜上可知：在穩(wěn)態(tài)巡航工況下，動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)運(yùn)行平穩(wěn)，其主要峰值頻率為兩行星排的嚙合頻率及其倍頻、輸入軸的旋轉(zhuǎn)頻率及其倍頻。

圖7 嚙合力時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

圖8 軸角加速度時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

3.3.3 停車工況下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)

啟動(dòng)汽車之后，若電池電量不足或發(fā)動(dòng)機(jī)水溫過低，電機(jī)MG1會作為啟動(dòng)電機(jī)，帶動(dòng)太陽輪旋轉(zhuǎn)，并通過行星架啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)。根據(jù)表2，對電機(jī)MG1施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)：nMG1=Step(time,0,0,0.25,-7 020d)，由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量求得其輸入軸上的負(fù)載力矩TEng=34 N·m。仿真時(shí)間為0.25 s，仿真步數(shù)為500步：

由圖9前排嚙合力響應(yīng)曲線可知：發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)的前半段時(shí)間，前排嚙合力存在一定的瞬時(shí)沖擊激勵(lì)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的起動(dòng)，嚙合力逐漸趨于平穩(wěn)；從頻域響應(yīng)曲線可知，并未出現(xiàn)突出峰值，但低頻段幅值較大。

由圖10角加速度時(shí)域響應(yīng)曲線可知：電機(jī)MG1和發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸依然在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)前半段時(shí)間存在較大的沖擊振動(dòng)，而頻域特性中并沒有突出峰值。 綜上可知：停車狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，前排行星輪系在前半段時(shí)間內(nèi)存在一定的沖擊振動(dòng)，但隨著發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行逐漸趨于平穩(wěn)，其頻域響應(yīng)曲線中并未出現(xiàn)突出的峰值。

圖9 嚙合力時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

圖10 軸角加速度時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

3.3.4 發(fā)動(dòng)機(jī)在純電動(dòng)工況下啟動(dòng)

汽車起初在純電動(dòng)模式v=30 km/h勻速行駛，當(dāng)電量下降到設(shè)定值或猛踩油門踏板的一瞬間，發(fā)動(dòng)機(jī)會在電機(jī)MG1的帶動(dòng)下迅速啟動(dòng)，電機(jī)MG1由反向空轉(zhuǎn)迅速轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)。根據(jù)表2，為電機(jī)MG2施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)：nMG2=13 500 r/min；MG1轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)nMG1=Step(time,0.05,13 314d,0.25,-3 967.8d)，其表示0.05 s之前為純電動(dòng)工況， 0.05 s至0.25 s為發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)狀態(tài)；復(fù)合齒圈負(fù)載力矩Tv=16.85 N·m[12]；此外，在發(fā)動(dòng)機(jī)軸上施加克服轉(zhuǎn)動(dòng)慣量負(fù)載TEng=34 N·m。仿真時(shí)間為0.25 s，仿真步數(shù)為500步。

由嚙合力的時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線可知：純電動(dòng)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，后排嚙合力特性并未受到太大影響，依然在嚙合頻率f=825 Hz及2倍嚙合頻率f=1 650 Hz處存在突出的峰值；而由于此時(shí)電機(jī)MG1及發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速都在變化，前排嚙合力特性變化較大，發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)初期前排嚙合力信號并不十分平穩(wěn)，在某些時(shí)刻會存在瞬態(tài)沖擊，但沖擊載荷峰值不大，而且頻域特性中并沒有突出的峰值。

由各軸角加速度響應(yīng)曲線可知：純電動(dòng)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，電機(jī)MG2輸入軸角加速度并未出現(xiàn)太大變化；電機(jī)MG1輸入軸角加速度在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)初期出現(xiàn)了較大波動(dòng)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行逐漸趨于平穩(wěn)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸角加速度逐漸減小。

綜上可知：純電動(dòng)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，前排行星輪系動(dòng)態(tài)特性的變化對后排行星輪系及復(fù)合齒圈動(dòng)態(tài)特性影響較小。

圖11 嚙合力時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

圖12 軸角加速度時(shí)域和頻域響應(yīng)曲線

4 結(jié)論

1) 在穩(wěn)態(tài)工況(如純電動(dòng)工況和巡航工況)下，該動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)運(yùn)行平穩(wěn)，其動(dòng)態(tài)特性峰值頻率主要為兩行星排的嚙合頻率及其倍頻。

2) 在停車狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，初期存在一定的瞬時(shí)沖擊激勵(lì)，但隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行嚙合力逐漸趨于平穩(wěn)。

3) 在純電動(dòng)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)，前排行星輪系動(dòng)態(tài)特性的變化并未對后排行星輪系造成太大的影響。

4) 此雙行星排式動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)合理，可以適應(yīng)各種典型的工況。

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(責(zé)任編輯 劉 舸)

Dynamic Characteristic Analysis of Double Planetary Gear Power Coupling Mechanism

ZHENG Ming-yin, ZUO Yan-yan, WU Chuan-gang, YANG Zhong-kai

(Institute of Noise and Vibration, Jiangsu University, Zhenjiang 212013， China)

Taking a double planetary gear power coupling mechanism of hybrid electric vehicle as an example，this paper established multi-body system dynamics model of the double planetary gear power coupling mechanism through the comprehensive application of UG, ADAMS and ANSYS. Then，simulation analysis of multi-body system dynamics model under typical steady conditions was carried out. Through the analysis of time domain and frequency domain response curve of shafting angular acceleration and meshing forces，this paper obtained the dynamic characteristics of coupling mechanism in the steady state conditions (such as electric,cruise) and non-steady state conditions(such as engine starting). Simulation results show that in the steady state conditions, the peak frequency of dynamic characteristics is rotating frequency，meshing frequency of double row of gear planetary and its octave. Transient impact exists in the initial stage of non-steady state, but the dynamic characteristics of front row planetary gear have little influence on rear planet gear.Key words： hybrid electric vehicle; power coupling mechanism；planetary gear; dynamic characteristic

2016-08-15

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51575238)

鄭銘垠(1992—)，男，浙江寧波人，碩士研究生，主要從事振動(dòng)與噪聲控制研究，E-mail:zmygogoing@163.com ;通訊作者 左言言(1958—)，男，江蘇漣水人，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事振動(dòng)與噪聲控制研究。

鄭銘垠，左言言，吳傳剛，等.雙行星排式動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性分析[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2017(6):47-56.

format：ZHENG Ming-yin, ZUO Yan-yan, WU Chuan-gang, et al.Dynamic Characteristic Analysis of Double Planetary Gear Power Coupling Mechanism[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(6):47-56.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.06.007

TH113

A

1674-8425(2017)06-0047-10