基于剛?cè)峄旌夏Ｐ偷膭?dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)特性分析

劉 猛 陸嘉敏 魯統(tǒng)利

(上海交通大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200240)

基于剛?cè)峄旌夏Ｐ偷膭?dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)特性分析

劉 猛 陸嘉敏 魯統(tǒng)利

(上海交通大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200240)

針對(duì)某前置后驅(qū)微型車存在的急加速工況下振動(dòng)噪聲問(wèn)題，建立了該車型動(dòng)力傳動(dòng)系A(chǔ)DAMS多體動(dòng)力學(xué)模型，詳細(xì)介紹了基于ABAQUS有限元軟件建立柔性體中性文件的過(guò)程，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系進(jìn)行了無(wú)阻尼自由振動(dòng)模態(tài)分析；基于建立的急加速工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)模型，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系進(jìn)行了強(qiáng)迫振動(dòng)仿真，分析了部分參數(shù)變化對(duì)振動(dòng)的影響，為動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的進(jìn)一步研究奠定了基礎(chǔ)。

前置后驅(qū) 剛?cè)峄旌?模態(tài)分析 強(qiáng)迫振動(dòng)

0 引言

某前置后驅(qū)微型車在固定擋位急加速工況下表現(xiàn)出車艙內(nèi)轟鳴聲，經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，發(fā)現(xiàn)轟鳴聲主要來(lái)自車艙后部，同時(shí)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)顯示后排導(dǎo)軌處振動(dòng)最為明顯，因此認(rèn)為是后排地板振動(dòng)使車艙內(nèi)產(chǎn)生噪聲。與后排地板直接相連的是懸架彈簧、減振器和導(dǎo)向桿系，這些部件另一端連接的后橋殼體同時(shí)與傳動(dòng)系相連，對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行成分分析顯示，振動(dòng)主要表現(xiàn)為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻率的2階分量，因此認(rèn)為主要振動(dòng)源來(lái)自于動(dòng)力傳動(dòng)系。前置后驅(qū)車型動(dòng)力傳動(dòng)系布置方案如圖1所示[1]，本方案在布置和維修發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速器方便、軸荷分配合理的同時(shí)，往往因?yàn)閭鲃?dòng)軸過(guò)長(zhǎng)而產(chǎn)生振動(dòng)。對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系的振動(dòng)研究通常先要對(duì)系統(tǒng)的振動(dòng)特性進(jìn)行分析，常用的分析方法為建立傳動(dòng)系統(tǒng)的

扭轉(zhuǎn)振動(dòng)當(dāng)量模型，將系統(tǒng)簡(jiǎn)化為集總質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)彈簧來(lái)考慮[2]，本文考慮到傳動(dòng)軸和半軸的軸向尺寸長(zhǎng)，容易發(fā)生變形，將其進(jìn)了行柔性化處理，建立了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的剛?cè)峄旌夏Ｐ?，該模型較集總質(zhì)量模型更接近系統(tǒng)實(shí)際情況，計(jì)算精度更高[3]。

1-離合器；2-手動(dòng)變速器；3-萬(wàn)向節(jié)；4-驅(qū)動(dòng)橋；5-差速器；6-半軸；7-主減速器；8-傳動(dòng)軸

圖1 前置后驅(qū)車型傳動(dòng)系示意

Fig.1 FR automobile’s powertrain system

1 ADAMS剛?cè)峄旌夏Ｐ?/h2>

ADAMS作為一款多體動(dòng)力學(xué)軟件，具有強(qiáng)大的建模與分析功能，極大的簡(jiǎn)化了工程師們建立數(shù)學(xué)模型的工作。如何建立一個(gè)合理的傳動(dòng)系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型，成為了分析結(jié)論是否有效的重要前提。

1.1動(dòng)力傳動(dòng)系多剛體模型

在建立動(dòng)力傳動(dòng)系模型的過(guò)程中，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了一些簡(jiǎn)化，去掉了細(xì)小零部件，只考慮關(guān)鍵部件；忽略齒輪間嚙合的影響，直接將齒輪副簡(jiǎn)化成了傳動(dòng)比的關(guān)系；不考慮差速器的差速作用，直接把差速器固聯(lián)到主減速器大齒輪上。把動(dòng)力傳動(dòng)系UG數(shù)模導(dǎo)入到ADAMS中，根據(jù)各部件間的關(guān)系施加如圖2所示的約束，在扭簧1處輸入離合器扭轉(zhuǎn)剛度值kc=12.9 N·m/°，扭簧2和3處輸入輪胎扭轉(zhuǎn)剛度值kt=495.9 N·m/°，建立起集總質(zhì)量的多剛體動(dòng)力學(xué)模型，其中整車平移質(zhì)量的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量按以下公式計(jì)算[4]：

(1)

(2)

式中，M為整車平動(dòng)質(zhì)量(kg)；ua為車速(m/s)；Je為等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(N·m2)，計(jì)算結(jié)果Je=132.904 N·m2；ωtire為車輪轉(zhuǎn)速(rad/s)；rtire為車輪自由半徑(m)。

圖2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各部件之間的約束關(guān)系

1.2柔性體的替換

在多剛體動(dòng)力學(xué)模型中，通常把細(xì)長(zhǎng)的軸類零件簡(jiǎn)化為一個(gè)扭簧，因?yàn)槿绻鸭?xì)長(zhǎng)軸當(dāng)作剛體模型、忽略它本身的變形，將忽略掉系統(tǒng)的某些重要的動(dòng)力學(xué)特性，因此本文對(duì)傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)半軸建立了柔性體模型。根據(jù)模態(tài)疊加理論，應(yīng)用ABAQUS有限元分析軟件，將在ABAQUS軟件中生成的柔性體中性文件導(dǎo)入到ADAMS模型中，替換掉原有的剛體部件，生成剛?cè)峄旌舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。以中間傳動(dòng)軸柔性文件生成為例，具體步驟如下：

(1) 將中間傳動(dòng)軸UG數(shù)模導(dǎo)入到ABAQUS中，對(duì)零件按表1進(jìn)行屬性設(shè)置并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖3所示。

圖3 中間傳動(dòng)軸UG數(shù)模及有限元網(wǎng)格劃分

序號(hào)參數(shù)名稱符號(hào)單位參數(shù)值1彈性模量EMPa2．06×1052泊松比ν?0．253材料密度ρt/mm37．85×10-9

(2) 分析步驟設(shè)置主要分為兩步，如圖4所示。

圖4 分析步設(shè)置

(3) 設(shè)置相互作用關(guān)系，如圖5所示。

圖5 約束關(guān)系設(shè)置

(4) 創(chuàng)建各分析步中的約束及負(fù)載條件。在第一步中，為了去掉分析結(jié)果中的剛體自由模態(tài)，即令每個(gè)參考點(diǎn)的自由度為0。在第二步建立子模型時(shí)，要設(shè)置保留部件中交互接口點(diǎn)的6個(gè)方向上的自由度，以表明其作為部件與外部的交互接口點(diǎn)。

(5) 修改模型關(guān)鍵字，如圖6所示，然后創(chuàng)建分析任務(wù)進(jìn)行分析。

圖6 模型關(guān)鍵字修改

(6) 分析任務(wù)完成之后可以得到中間傳動(dòng)軸的固有頻率和振型，中間傳動(dòng)軸部分階次的固有頻率和振型如圖7所示。最后經(jīng)過(guò)如圖8所示的命令流代碼，即可得到中間傳動(dòng)軸柔性體“.mnf”格式文件。

a．第1階固有頻率：662．1Hzb．第2階固有頻率：768．4Hzc．第3階固有頻率：1258．4Hzd．第4階固有頻率：1381．4Hz

圖7 中間傳動(dòng)軸的前4階固有頻率對(duì)應(yīng)的振型

Fig.7 Modes of the intermediate drive shaft

圖8 命令流代碼

主傳動(dòng)軸和左右半軸柔性體生成過(guò)程與中間傳動(dòng)軸相同，在此不再贅述。

將生成的柔性體中性文件導(dǎo)入到ADAMS模型中，最終建立的動(dòng)力傳動(dòng)系剛?cè)峄旌夏Ｐ腿鐖D9所示。

圖9 動(dòng)力傳動(dòng)系剛?cè)峄旌夏Ｐ?/p>

2 仿真分析

2.1自由振動(dòng)模態(tài)分析

對(duì)模型進(jìn)行無(wú)阻尼自由振動(dòng)模態(tài)分析，可以得到系統(tǒng)的固有頻率和振型，忽略離合器扭轉(zhuǎn)減振器中阻尼對(duì)系統(tǒng)模態(tài)的影響，各擋位下的固有頻率如表2所示，各擋位相同階次固有頻率對(duì)應(yīng)的振型基本相同，限于文章篇幅，僅列出第四擋前7階振型，如圖10所示。

表2 各擋位下的固有頻率(單位：Hz)

a．第1階：驅(qū)動(dòng)軸到整車的扭振b．第2階：傳動(dòng)系扭振c．第3階：傳動(dòng)軸橫向振動(dòng)d．第4階：傳動(dòng)系扭振e．第5階：傳動(dòng)軸到車輪扭振f．第6階：傳動(dòng)系扭振

g.第7階：主傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)

2.2發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動(dòng)分析

2.2.1 激勵(lì)模型搭建與強(qiáng)迫振動(dòng)仿真

在強(qiáng)迫振動(dòng)仿真分析中，首先需要搭建發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)模型，將發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、活塞和連桿零部件的UG數(shù)模導(dǎo)入到模型中，施加如表3所示的約束關(guān)系。

表3 發(fā)動(dòng)機(jī)各部件間約束關(guān)系

由燃料燃燒產(chǎn)生的氣體扭矩隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖11所示，將其近似為矩形函數(shù)來(lái)考慮，矩形函數(shù)的幅值表示為[5]：

(3)

圖11 氣體扭矩近似為矩形函數(shù)

本文研究的發(fā)動(dòng)機(jī)工況為急加速工況，即建立的發(fā)動(dòng)機(jī)模型為節(jié)氣門全開(kāi)、工作在外特性時(shí)的力學(xué)模型，發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下相同的曲軸轉(zhuǎn)角位置氣缸內(nèi)壓是不同的，因此產(chǎn)生的氣體扭矩也不相同，相應(yīng)的氣體扭矩可以利用圖12所示的發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線，根據(jù)不同轉(zhuǎn)速下的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩求得矩形函數(shù)的幅值。

圖11中描述的是第1缸的氣體扭矩，第3、4、2缸扭矩函數(shù)通過(guò)第1缸扭矩函數(shù)在曲軸轉(zhuǎn)角上分別做180°、360°、540°的平移得到，最終建立的氣體扭矩與曲軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)角位置變化的脈譜圖如圖13所示，在ADAMS中通過(guò)對(duì)扭矩函數(shù)進(jìn)行編程來(lái)模擬時(shí)時(shí)狀態(tài)下的氣體扭矩值。

圖12 發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性曲線

圖13 氣體扭矩隨曲軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)角位置變化規(guī)律

最終搭建的急加速工況下的直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型如圖14所示。

圖14 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型

設(shè)置發(fā)動(dòng)機(jī)初始轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，到3 000 r/min結(jié)束，仿真得到的氣體扭矩的局部放大如圖15所示，曲軸轉(zhuǎn)速變化如圖16所示。

圖15 曲軸扭矩

圖16 發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速

本文主要分析變速器輸入軸和主減速器輸入軸端扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)響應(yīng)，分別對(duì)變速器輸入軸和主減速輸入軸端的扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行短時(shí)傅里葉變換的時(shí)頻分析，如圖17所示，可以發(fā)現(xiàn)振動(dòng)響應(yīng)中存在突出的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻率的2階成分，這與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析結(jié)果[6]是吻合的。

a.變速器輸入軸扭轉(zhuǎn)角速度時(shí)頻分析

b.主減速輸入軸端扭轉(zhuǎn)角速度時(shí)頻分析

提取出的對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2階分量的變速器輸入軸和主減速輸入軸端的扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)幅值如圖18所示。

2.2.2 部分參數(shù)對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響研究

基于搭建的強(qiáng)迫振動(dòng)模型，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和驅(qū)動(dòng)半軸軸徑變化進(jìn)行仿真分析。

a. 變速器輸入軸2階角速度響應(yīng)

b. 主減速器輸入軸端2階角速度響應(yīng)

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

對(duì)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)響應(yīng)的影響進(jìn)行研究，將飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量按照-50%、-20%、+20%和+50%分別進(jìn)行仿真分析，得到的對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2階分量的變速器輸入軸和主減速輸入軸端的扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)幅值變化規(guī)律如圖19所示。

a. 變速器輸入軸2階角速度響應(yīng)

b. 主減速器輸入軸端2階角速度響應(yīng)

從圖19中可以看出，隨著飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的增加，轉(zhuǎn)速波動(dòng)的幅值有下降的趨勢(shì)，但是比因轉(zhuǎn)動(dòng)慣量減小而引起的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值上升的幅度小，總體來(lái)看，增加飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可以有效的降低變速器輸入軸和主減速器輸入軸端的角速度波動(dòng)，降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的幅度。

(2) 驅(qū)動(dòng)半軸軸徑

對(duì)驅(qū)動(dòng)半軸的分析，基于初始尺寸，分別按減小軸直徑5 mm和增加軸直徑3 mm，相當(dāng)于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)當(dāng)量模型中，將軸的扭轉(zhuǎn)剛度分別減小和增加約50%來(lái)處理，依據(jù)前文所述方法重新建立半軸柔性體中性文件，導(dǎo)入ADAMS模型中進(jìn)行仿真分析，得到的對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2階分量的變速器輸入軸和主減速輸入軸端的扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)幅值變化規(guī)律如圖20所示。

a. 變速器輸入軸2階角速度響應(yīng)

b. 主減速器輸入軸端2階角速度響應(yīng)

從圖20中可知，隨著半軸軸徑的增加振動(dòng)峰值出現(xiàn)降低的趨勢(shì)，在振動(dòng)峰值降低的同時(shí)發(fā)生右移，所以選擇驅(qū)動(dòng)半軸的直徑時(shí)，應(yīng)該兼顧考慮降低振動(dòng)峰值的同時(shí)不要讓振動(dòng)峰值區(qū)域擴(kuò)大。

3 結(jié)論

(1)本文應(yīng)用ADAMS多體動(dòng)力學(xué)分析軟件，建立了前置后驅(qū)車型的剛?cè)峄旌蟿?dòng)力學(xué)模型，詳細(xì)敘述了通過(guò)ABAQUS有限元軟件建立柔性體中性文件的過(guò)程，為剛?cè)峄旌夏Ｐ偷慕⑻峁┝藚⒖肌?/p>

(2)通過(guò)對(duì)模型進(jìn)行無(wú)阻尼自由振動(dòng)分析，得到了動(dòng)力傳動(dòng)系的固有頻率和振型?；跉怏w扭矩隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線和發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線建立的急加速工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)模型，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了強(qiáng)迫振動(dòng)分析，得到了系統(tǒng)的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)。分別對(duì)變速器輸入軸和主減速器輸入軸端扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了短時(shí)傅里葉變換的時(shí)頻分析，分析發(fā)現(xiàn)扭轉(zhuǎn)角速度波動(dòng)主要表現(xiàn)為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的2階成分，這與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析結(jié)果一致。將發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和驅(qū)動(dòng)半軸軸徑變化對(duì)振動(dòng)的影響進(jìn)行了仿真研究，分析發(fā)現(xiàn)增大飛輪慣量可以降低振動(dòng)幅值；增加半軸軸徑在降低振動(dòng)幅值的同時(shí)發(fā)生了峰值右移的現(xiàn)象。

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AnalysisofVibrationCharacteristicofPowertrainBasedonRigid-FlexibleModel

LiuMengLuJiaminLuTongli

(SchoolofMechanicalEngineering,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200240)

A multi-body dynamic model of a front-engine rear-drive car is built by ADAMS, and the way to build the flexible-body file by ABAQUS is explained carefully. Modal analysis of free vibration with no damping is done, by which the natural frequency of the transmission system and mode of vibration is reached. Based on the engine excitation model, the forced vibration analysis of the powertrain is carried out, which can be further used to optimize the vibration characteristic of the whole system.

Front-engine rear-drive Rigid-flexible model Modal analysis Forced vibration

U463.21

B

1006-8244(2017)03-003-06