混合動力汽車功率分流傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動及其影響因素研究

王歡 , ，葛帥帥，姜艷軍，張志剛，郭棟，李明

（1.重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進制造技術(shù)教育部重點實驗室，重慶 400054；2.重慶青山工業(yè)有限責(zé)任公司技術(shù)中心，重慶 402776）

隨著國家提出碳達(dá)峰和碳中和目標(biāo)，汽車作為碳排放和空氣污染的重要來源，對其排放要求越來越嚴(yán)格[1]?；旌蟿恿ζ囅鄬τ趥鹘y(tǒng)燃油汽車排放量小，更容易滿足排放法規(guī)要求。同時其相對于純電動汽車，更易于補充燃料，不存在里程焦慮問題。

汽車動力傳動系統(tǒng)中動力源振動、傳動系統(tǒng)彎曲振動和驅(qū)動橋振動等其振動之間相互影響共同構(gòu)成了動力傳動系統(tǒng)振動與噪聲問題[2-3]。當(dāng)傳動系統(tǒng)受到外界激勵，如動力源、路面以及車輪跳動產(chǎn)生的周期性扭轉(zhuǎn)激勵與傳動系統(tǒng)固有頻率相近時，會發(fā)生共振，并產(chǎn)生較大的共振載荷，進而影響零部件可靠性[4]。同時還會引起車身垂向振動和縱向振動以及聲音干擾，進而影響汽車舒適性[5-6]?；旌蟿恿ζ噦鲃酉到y(tǒng)相對于傳統(tǒng)燃油汽車結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，動力源增加了一個或者多個電機，運行工況更加多變，導(dǎo)致其扭轉(zhuǎn)振動問題突出，嚴(yán)重影響傳動效率、零部件使用壽命和乘客舒適性[7]。

目前關(guān)于混合動力汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動方面的研究較少，主要是通過建立傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型，對扭轉(zhuǎn)振動特點進行分析。孟德建等[8]建立了包含發(fā)動機、電機和行星齒輪的混聯(lián)式混合動力汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)動力學(xué)模型，分析了多種工作模式下傳動系統(tǒng)的固有特性和瞬態(tài)響應(yīng)。嚴(yán)正峰等[9]采用鍵合圖法對使用限扭減振器的混合動力汽車傳動系統(tǒng)進行動力學(xué)建模，并通過MATLAB/Simulink軟件對限扭減振器參數(shù)進行仿真計算。于福康[10]針對采用無級變速箱的混合動力汽車進行扭轉(zhuǎn)振動分析，通過使用雙質(zhì)量飛輪并對其參數(shù)進行優(yōu)化從而解決傳動系統(tǒng)振動問題。張立軍等[11]建立了包括發(fā)動機、電機、單行星排的傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型，通過功率控制策略分析了典型工作模式下的瞬態(tài)振動響應(yīng)。Shimode 等[12]將分析多元復(fù)雜關(guān)系的機器學(xué)習(xí)應(yīng)用到發(fā)動機啟動扭轉(zhuǎn)振動分析中，通過機器學(xué)習(xí)提取新的影響因素，并分析了其對傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的影響規(guī)律。

目前國內(nèi)外針對混合動力汽車功率分流傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動問題進行了一些研究，但是針對復(fù)合行星齒輪機構(gòu)，特別是混合動力汽車多工況、多動力源、多輸入多輸出的扭轉(zhuǎn)振動問題研究較少，同時目前研究中建立的動力學(xué)模型較為簡單，對復(fù)合行星齒輪機構(gòu)中齒輪副嚙合等簡化較多，而這些因素對傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動影響較大。因此，綜合考慮發(fā)動機、電機、復(fù)合行星齒輪機構(gòu)、離合器、減速器、差速器和半軸等部件，建立混合動力汽車功率分流傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型，深入研究其固有特性及其影響因素，對于改善混合動力汽車扭轉(zhuǎn)振動具有重要的理論意義及應(yīng)用價值。

1 功率分流傳動系統(tǒng)動力學(xué)建模

1.1 混合動力汽車功率分流傳動系統(tǒng)

以某款混合動力汽車傳動系統(tǒng)為研究對象，結(jié)構(gòu)如圖1 所示。混合動力汽車傳動系統(tǒng)的核心部件是功率分流裝置，其將動力進行合理分配，使汽車在滿足動力性的前提下達(dá)到理想的燃油經(jīng)濟性，因此傳動系統(tǒng)模型的關(guān)鍵在于功率分流裝置模型，本文采用的功率分流機構(gòu)是復(fù)合行星排[13]。電機E1 為輔助電機和小太陽輪S1 連接，主要負(fù)責(zé)啟動發(fā)動機和發(fā)電。電機E2 為驅(qū)動電機和大太陽輪S2 連接，主要負(fù)責(zé)驅(qū)動和制動時進行能量回收轉(zhuǎn)化。發(fā)動機通過扭轉(zhuǎn)減振器d 與功率分流裝置中的行星架c 連接。功率分流裝置既承擔(dān)了功率分流作用，也充當(dāng)了變速器的作用。功率分流裝置齒圈和減速器通過齒輪副嚙合，最后通過差速裝置將動力傳遞給半軸，半軸將動力傳送到車輪上，實現(xiàn)驅(qū)動汽車。

圖1 混合動力汽車傳動汽車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of hybrid electric vehicle's transmission system

本文采用的復(fù)合行星排（圖2）與拉維娜式行星輪系（圖3）結(jié)構(gòu)相似，均為兩個單行星輪系組合，且共用了一個行星架和齒圈。前排輪系的小太陽輪和短行星齒輪嚙合，后排輪系的大太陽輪和長行星齒輪嚙合；長行星齒輪和短行星齒輪嚙合，通過短行星齒輪將動力傳遞給內(nèi)齒圈。

圖2 復(fù)合行星齒輪機構(gòu)Fig.2 Composite planetary gear mechanism

圖3 拉維娜式復(fù)合行星輪系結(jié)構(gòu)圖Fig.3 Structure diagram of Lavina type composite planetary gear system

和拉維娜結(jié)構(gòu)相比，復(fù)合行星齒輪結(jié)構(gòu)可以增大后排行星齒輪的杠桿效能。在功率分流裝置中，電機E1 和小太陽輪連接，電機E2 和大太陽輪連接，發(fā)動機與行星架連接。由于電機的功率直接影響著電機成本，采用復(fù)合行星齒輪結(jié)構(gòu)后可以有效降低電機峰值功率，從而降低電機成本，同時也可以規(guī)避豐田公司THS 專利的限制。根據(jù)復(fù)合行星齒輪的結(jié)構(gòu)原理，可以計算出發(fā)動機的轉(zhuǎn)速nf和齒圈的轉(zhuǎn)速nc分別為：

式中：nxt為小太陽輪轉(zhuǎn)速；ndt為大太陽輪轉(zhuǎn)速；i1為齒圈內(nèi)齒和小太陽輪的齒數(shù)比；i2為齒圈內(nèi)齒和大太陽輪的齒數(shù)比。

1.2 功率分流裝置動力學(xué)模型

1.2.1 功率分流裝置動力學(xué)模型

復(fù)合行星排動力學(xué)模型包括行星架、小太陽輪、大太陽輪、3 個短行星齒輪、3 個長行星齒輪和齒圈。建立功率分流裝置10 自由度無阻尼自由振動模型，如圖4 所示。

圖4 復(fù)合行星齒輪的動力學(xué)模型Fig.4 Dynamic model of composite planetary gear

廣義坐標(biāo)為

式 中： θxxj,θxt,θdt,θdx1,θdx2,θdx3,θcx1,θcx2,θcx3,θcq分 別為行星架、小太陽輪、大太陽輪、短行星齒輪1、2、3、長行星齒輪1、2、3 和齒圈的角位移。

規(guī)定齒輪逆時針轉(zhuǎn)動方向為正方向，則復(fù)合行星齒輪無阻尼振動的動能和勢能之差為：

式中：Jxxj、Jxt、Jdt、Jdxi、Jcxi、Jcq分別為行星架、小太陽輪加電機E1、大太陽輪加電機E2、短行星齒輪1、2、3、長行星齒輪1、2、3、齒圈的轉(zhuǎn)動慣量；kdx、kcd、kdc、kdq分別為短行星齒輪和小太陽輪的嚙合剛度、長行星齒輪和大太陽輪的嚙合剛度、短行星齒輪和長行星齒輪的嚙合剛度、短行星齒輪和齒圈的嚙合剛度；Rxt、Rdt、Rdxi、Rcxi、Rcqn分別為小太陽輪、大太陽輪、短行星齒輪、長行星齒輪、齒圈內(nèi)齒的基圓半徑；mdxi、mcxi分別為短行星齒輪和長行星齒輪的質(zhì)量；Rdxz、Rcxz分別為短行星齒輪、長行星齒輪基圓到中心的距離。

根據(jù)Lagrange 方程求出復(fù)合行星排方程為

式中：M為質(zhì)量矩陣；Kmn為剛度矩陣。

式中：m=1,2,...,10;n=1,2,...,10。

剛度矩陣中各元素為：

其他的Kmn均為0。

1.2.2 齒輪副嚙合剛度

復(fù)合行星排通過齒輪副嚙合傳遞動力，需要確定各個獨立部件連接的剛度，因此先求解傳動系統(tǒng)各嚙合副的嚙合剛度。本文采用Weber 能量法計算齒輪嚙合剛度，如圖5 所示。

圖5 Weber 能量法示圖Fig.5 Weber energy method

單個齒輪順著嚙合線的變形量大小 δi表達(dá)式為

式中： δz為由齒面彎曲和受到剪切力的形變量； δr為基礎(chǔ)部分傾斜產(chǎn)生的變形量。

當(dāng)一對齒輪副嚙合時，每個齒輪在受力作用點沿嚙合線的總變形量 δ的表達(dá)式為

式中 δ1和 δ2分別為單個齒輪的變形量大小。

式中p1和p2分別為每個齒輪齒面在接觸點處的曲率半徑。

計算得到的嚙合剛度曲線如圖6 所示。仿真計算得到各齒輪副嚙合剛度如表1 所示。

表1 齒輪副嚙合剛度Tab.1 Gear pair meshing stiffness

圖6 Weber 能量法嚙合剛度曲線Fig.6 Weber energy method's meshing stiffness curve

1.3 傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型

1.3.1 發(fā)動機簡化模型

由于發(fā)動機不是本文的主要研究對象，故將發(fā)動機看為一個整體，轉(zhuǎn)動慣量等效到飛輪上。

1.3.2 離合器動力學(xué)模型

離合器的前部分與發(fā)動機飛輪連接、后部分與功率分流裝置的行星架連接。由于離合器中的扭轉(zhuǎn)減振器起到減振作用，故將離合器前部分等效到發(fā)動機飛輪上，后部分等效到行星架上面，等效于飛輪和行星架之間只存在扭轉(zhuǎn)減振器，如圖7 所示[14]。發(fā)動機、減振器和行星架部分動力學(xué)方程分別為：

圖7 離合器動力學(xué)模型Fig.7 Clutch dynamics model

式中：JE為發(fā)動機的轉(zhuǎn)動慣量；kjz為減震器剛度；kxxj為行星架扭轉(zhuǎn)剛度； θE為發(fā)動機角位移。

1.3.3 電機簡化模型

電機E1、E2 轉(zhuǎn)子部分與小太陽輪和大太陽輪連接，定子部分固定在動力合成箱的殼體上。所以將電機E1 和E2 的轉(zhuǎn)動慣量分別等效到小太陽輪和大太陽輪上。

1.3.4 減速器、差速器動力學(xué)模型

本文主要分析汽車直線行駛情況，差速器將動力進行平均分配。所以外齒圈、減速器和差速器部分的動力學(xué)方程為

式中：Jjs為減速器的轉(zhuǎn)動慣量；kcr為齒圈外齒和減速器的嚙合剛度；krc為減速器和差速器主動齒輪的嚙合剛度；Rjd、Rjx、Rwcq、Rcsq分別為減速器大齒輪、減速器小齒輪、齒圈外齒、差速器主動齒輪的基圓半徑； θjs、 θcq、 θcsq分別為減速器、齒圈、差速器主動齒輪的角位移。

1.3.5 半軸動力學(xué)模型

由于差速器將動力平均分配給左右車輪，因此差速器和半軸的動力學(xué)方程為

式中：Jcsq為差速器的轉(zhuǎn)動慣量；klt、krc分別為左右半軸的扭轉(zhuǎn)剛度； θlt、 θrt分別為左右車輪的角位移。

1.3.6 傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型

由于車輪的轉(zhuǎn)動慣量較大，故將車身質(zhì)量等效到車輪上。左右車輪與車身的動力學(xué)方程:

整車等效動力學(xué)方程:

式中：Jlt、Jrt、Jz分別為左右車輪和整車的轉(zhuǎn)動慣量；ktire為車輪扭轉(zhuǎn)剛度； θz為整車等效角位移；m為整車質(zhì)量；Rtire為車輪半徑。

傳動系統(tǒng)動力學(xué)方程為

式中：Mz為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；kz為剛度矩陣。

傳動系統(tǒng)各部件參數(shù)如表2 所示。

表2 傳動系統(tǒng)各部件參數(shù)Tab.2 Parameters of various components of the transmission system

2 功率分流傳動系統(tǒng)固有特性分析

混合動力汽車存在多種工況，本文主要研究純電動工況、混動中低速工況和混動高速巡航工況。通過MATLAB 軟件，對建立的動力學(xué)模型進行仿真，得到傳動系統(tǒng)固有頻率和振型。由于篇幅限制，以下主要對前8 階振型進行分析[15]。

2.1 純電動工況傳動系統(tǒng)固有特性

起動和制動能量回收均為純電動工況。起動時行星架鎖死，將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)斷開，通過電機驅(qū)動車輪。制動時斷開發(fā)動機，通過電機發(fā)電和輔助制動實現(xiàn)制動能量回收。除去發(fā)動機和行星架，將傳動系統(tǒng)簡化為14 自由度扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，仿真得到純電動工況系統(tǒng)固有頻率如表3 所示。通過矩陣迭代法依次得到對應(yīng)的主振型，如圖8 和圖9 所示。

表3 電動工況傳動系統(tǒng)固有頻率Tab.3 Natural frequency of electric working condition transmission system

圖8 純電動工況1 ～ 3 階振型圖Fig.8 1-3th order vibration modes of pure electric operating conditions

圖9 純電動工況4 ～ 7 階振型圖Fig.9 4-7th order vibration modes of pure electric operating conditions

圖8 和圖9 中橫坐標(biāo)振型節(jié)點依次代表小太陽輪E1、大太陽輪E2、3 個短行星齒輪、3 個長行星齒輪、齒圈、減速器、差速器、左右驅(qū)動車輪和車身?？梢钥闯鲈诩冸妱庸r1 ～ 3 階固有頻率下，車輪的振動幅度較大，整車存在輕微振動。純電動工況4 ～ 7 階固有頻率下，小太陽輪和大太陽輪存在小幅度的振動，短行星齒輪和長行星齒輪振動幅度很大，同時減速器、差速器也存在一定程度的振動。

2.2 混動中低速工況傳動系統(tǒng)固有特性

在混動中低速工況下，發(fā)動機和電機E2 共同驅(qū)動車輪。由于車速較低，為了保證發(fā)動機工作在燃油經(jīng)濟性最佳區(qū)域，發(fā)動機多余的動力會通過電機E1 給電池充電。所以此工況下傳動系統(tǒng)為16 自由度振動模型。通過仿真計算得到各階固有頻率如表4 所示。通過矩陣迭代法依次得到對應(yīng)的主振型，如圖10 和圖11 所示。

表4 混動中低速工況傳動系統(tǒng)固有頻率Tab.4 Natural frequency of hybrid medium and low speed transmission system

圖10 混動中低速工況1 ～ 4 階振型圖Fig.10 1-4th order vibration modes of hybrid medium and low speed operating conditions

圖11 混動中低速工況5 ～ 8 階振型圖Fig.11 5-8th order vibration modes of hybrid medium and low speed operating conditions

從圖10 和圖11 中可以看出：混動中低速工況1 ～ 4 階頻率下，發(fā)動機和左右車輪的振動較大；5 ～ 8 階頻率下，行星架、大太陽輪、短行星齒輪、長行星齒輪和減速器振動較大。

2.3 混動高速巡航工況傳動系統(tǒng)固有特性

在高速工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高，可以實現(xiàn)較好的燃油經(jīng)濟性，此時將電機E1 鎖死，不給電機E1 充電，發(fā)動機和大電機E2 共同驅(qū)動車輪。該工況為15 自由度振動模型，各階固有頻率如表5 所示。

表5 電動工況傳動系統(tǒng)固有頻率Tab.5 Natural frequency of electric working condition transmission system

圖12 和圖13 分別為混動高速巡航工作模式1 ～ 4 階和5 ～ 8 階的振型圖。從圖12 和圖13 可以看出：混動高速巡航工況1 ～ 4 階頻率下與中低速工況相似，發(fā)動機、左右車輪的振動較大；5 ～ 8 階頻率下，發(fā)動機、行星架、短行星齒輪、長行星齒輪和減速器振動較大，此外齒圈和差速器的振幅也較大。

圖12 混動高速巡航工作模式1 ～ 4 階振型圖Fig.12 1-4th order vibration modes of hybrid high-speed cruise operation mode

圖13 混動高速巡航工作模式5 ～ 8 階振型圖Fig.13 5-8th order vibration modes of hybrid high-speed cruise operation mode

3 共振轉(zhuǎn)速及其影響參數(shù)分析

當(dāng)發(fā)動機與電機的激振頻率和傳動系統(tǒng)的固有頻率相近時，便會發(fā)生共振。共振時振幅大幅度增大，會對整個系統(tǒng)造成非常嚴(yán)重的影響[16]。因此對傳動系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速進行分析具有重要意義。

3.1 電機共振轉(zhuǎn)速分析

在純電動工況下，電機提供動力，其激振頻率和磁極對數(shù)有關(guān)。本文采用的PMSM 電機的磁極對數(shù)為6，所對應(yīng)的激振頻率為階次6 的倍數(shù)。純電動工況傳動系統(tǒng)1 階固有頻率過小，4 階以上太大。因此主要求解電機6 階激振頻率與傳動系統(tǒng)2、3 階固有頻率的共振轉(zhuǎn)速關(guān)系，如圖14 所示。

圖14 電機的共振轉(zhuǎn)速Fig.14 Resonance speed of the motor

電機工作平穩(wěn)，激振波動小，產(chǎn)生的振動幅度較小。但同時電機的啟動速度快，會在極短的時間內(nèi)在共振轉(zhuǎn)速區(qū)域，引起的瞬態(tài)沖擊較大，因此與電機連接的部件應(yīng)具有一定的抗瞬態(tài)沖擊能力。同時電機工作轉(zhuǎn)速較高，高頻噪聲明顯，影響乘坐舒適性，在設(shè)計時要引起注意。

3.2 發(fā)動機共振轉(zhuǎn)速分析

在混合動力驅(qū)動工況下，本文研究的四缸發(fā)動機，主諧量振幅會隨著階數(shù)迅速減小。因此選取發(fā)動機2 階激振與傳動系統(tǒng)2、3 階固有頻率的共振轉(zhuǎn)速進行分析，如圖15 所示。

圖15 發(fā)動機共振轉(zhuǎn)速圖Fig.15 Resonance speed of the engine

從圖15 中可以看出傳動系統(tǒng)4 階固有頻率較大，共振轉(zhuǎn)速偏離發(fā)動機正常工作轉(zhuǎn)速。發(fā)動機2 階激振與傳動系統(tǒng)2、3 階固有頻率的交點大于發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速，位于發(fā)動機常用工作區(qū)內(nèi)，存在共振風(fēng)險。

3.3 傳動系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速影響規(guī)律分析

混動中低速和高速巡航工況下，傳動系統(tǒng)前8 階振動幅度較大的是：2 階頻率下發(fā)動機振動、3 階和4 階頻率下驅(qū)動輪振動、5 階和6 階頻率下長行星齒輪振動、7 階和8 階頻率下長短行星齒輪振動。為了降低振動，下面分別研究飛輪等效轉(zhuǎn)動慣量、車輪轉(zhuǎn)動慣量、減振器剛度對各階頻率振動峰值的影響規(guī)律。將各參數(shù)在原數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上進行等比例增減，分別選取-60%、-40%、-20%、20%、40%、60%，通過仿真分析得出不同參數(shù)對振動峰值的影響。

3.3.1 飛輪轉(zhuǎn)動慣量影響分析

飛輪等效轉(zhuǎn)動慣量與2 階振幅變化如圖16 所示，隨著飛輪轉(zhuǎn)動慣量的增大，2 階發(fā)動機振動明顯降低，其他階次的振型基本不變。

圖16 飛輪等效轉(zhuǎn)動慣量與2 階振幅變化曲線Fig.16 Equivalent moment of inertia of flywheel and second order amplitude variation curve

3.3.2 車輪轉(zhuǎn)動慣量影響分析

車輪轉(zhuǎn)動慣量與3 階振幅變化如圖17 所示，隨著車輪轉(zhuǎn)動慣量的增加， 3 階驅(qū)動輪振動幅度明顯降低，同時5 階和6 階振動造成了影響但是變化規(guī)律不明顯。

圖17 車輪轉(zhuǎn)動慣量與3 階振幅變化曲線Fig.17 Wheel moment of inertia and third order amplitude variation curve

3.3.3 扭轉(zhuǎn)減振器剛度影響分析

扭轉(zhuǎn)減振器剛度變化對傳動系統(tǒng)振動峰值的影響不大，但對傳動系統(tǒng)2 階固有頻率影響較大，扭轉(zhuǎn)減振器剛度對2 階固有頻率影響如圖18 所示。隨著扭轉(zhuǎn)減振器剛度增大，傳動系統(tǒng)2 階固有頻率逐漸增大。

圖18 扭轉(zhuǎn)減振器剛度對2 階固有頻率影響曲線Fig.18 Influence curve of torsional shock absorber stiffness on second order natural frequency

3.4 扭轉(zhuǎn)減振器剛度匹配

通過對傳動系統(tǒng)參數(shù)影響規(guī)律分析，可以看出扭轉(zhuǎn)減振器的剛度主要影響傳動系統(tǒng)2 階固有頻率。對傳動系統(tǒng)2 階共振轉(zhuǎn)速與扭轉(zhuǎn)減振器剛度進行分析，得到發(fā)動機共振轉(zhuǎn)速與扭轉(zhuǎn)減振器剛度的關(guān)系，如圖19 所示。

圖19 扭轉(zhuǎn)減速器剛度與發(fā)動機共振轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線Fig.19 Relationship curve between torsional reducer stiffness and engine resonance speed

從圖19 可知：發(fā)動機2 階激振共振轉(zhuǎn)速與發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速的交點處扭轉(zhuǎn)減振器剛度為484 Nm/rad。為避開發(fā)動機常用工作區(qū)，建議扭轉(zhuǎn)減振器剛度選擇484 Nm/rad 以下。同時混合動力汽車發(fā)動機可實現(xiàn)大電機拖拽啟動，所以其怠速轉(zhuǎn)速比傳統(tǒng)汽車高，有利于避開共振區(qū)，避免扭轉(zhuǎn)減振器剛度較小。

4 結(jié)束語

以某款混合動力汽車為研究對象，通過推導(dǎo)功率分流裝置的拉格朗日方程，建立其動力學(xué)模型，并采用Weber 能量法計算齒輪嚙合剛度。在混合動力汽車傳動系統(tǒng)其他部件模型適度簡化的基礎(chǔ)上，最終建立整車傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型。

針對不同運行工況，對傳動系統(tǒng)固有特性進行了分析。純電動工況低頻段主要是驅(qū)動輪振動較大；高頻段主要是復(fù)合行星齒輪排的行星輪振動較為突出?；靹又械退俟r和高速巡航工況較為相似，發(fā)動機和電機共同驅(qū)動使得傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動問題更加嚴(yán)重，低頻段主要表現(xiàn)為發(fā)動機和驅(qū)動輪振動較大；高頻段與純電動工況類似，主要是行星輪和太陽輪振動較大。通過對傳動參數(shù)影響規(guī)律分析，增大飛輪和車輪的轉(zhuǎn)動慣量可以降低傳動系統(tǒng)振動。通過對扭轉(zhuǎn)減振器剛度進行優(yōu)化匹配，使得發(fā)動機的共振轉(zhuǎn)速低于發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速，避開了發(fā)動機的工作轉(zhuǎn)速范圍。