CN108549735A

CN108549735A - 乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法

Info

Publication number: CN108549735A
Application number: CN201810160420.4A
Authority: CN
Inventors: 颜贤; 丁康; 何国林; 杨小青
Original assignee: South China University of Technology SCUT
Current assignee: South China University of Technology SCUT
Priority date: 2018-02-27
Filing date: 2018-02-27
Publication date: 2018-09-18

Abstract

本发明公开了一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，所述方法包括以下步骤：S1、根据乘用车在不同挡位下，变速器不同的动力传递路径，建立传动系统扭振集中参数模型；S2、计算传动系统扭振集中参数模型中各部分的等效转动惯量和扭转刚度；S3、对传动系统扭振的固有特性进行理论推导及数值仿真分析。所述方法在传统传动系扭振建模的基础上，充分考虑在不同挡位下，变速器啮合传动齿轮及空套齿轮对整个传动系扭振固有特性的影响，建立了适用于乘用车不同挡位下传动系扭振固有特性的分析方法，能够准确预测分析传动系统扭振的固有特性。

Description

乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法

技术领域

本发明涉及汽车传动系统振动技术领域，具体涉及一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法。

背景技术

汽车动力传动系统作为机械能传递和转换的主要载体，是汽车的动力源。由于发动机周期性激励、齿轮激励、万向节激励以及来自路面的激励会引起传动系统的扭转振动。当外界的激励频率与传动系固有频率接近时，会发生扭转共振，导致传动系部件承受剧烈载荷作用，甚至对汽车传动系统零部件产生破坏，从而威胁乘客生命安全。

关于汽车传动系的扭振建模与分析中，建模方法以集中参数法居多，但是其建模方法中对于传动系的变速器空套齿轮的考虑较少，通常是将变速器输出轴转动惯量通过变速器传动比转化到输入轴部分，对于实际的啮合过程以及空套齿轮影响考虑较少。

发明内容

本发明的目的是针对现有技术的不足，提供了一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，所述方法在传统传动系扭振建模的基础上，充分考虑在不同挡位下，变速器啮合传动齿轮及空套齿轮对整个传动系扭振固有特性的影响，建立了适用于乘用车不同挡位下传动系扭振固有特性的分析方法，能够准确预测分析传动系统扭振的固有特性，克服了现有技术存在的缺陷。

本发明的目的可以通过如下技术方案实现：

一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，所述方法包括以下步骤：

S1、根据乘用车在不同挡位下，变速器不同的动力传递路径，建立传动系统扭振集中参数模型；

S2、计算传动系统扭振集中参数模型中各部分的等效转动惯量和扭转刚度；

S3、对传动系统扭振的固有特性进行理论推导及数值仿真分析。

进一步地，所述步骤S1中，根据变速器所挂挡位的不同，接合不同挡位啮合使动齿轮来建立传动系统的不同扭振集中参数模型。

进一步地，所述步骤S2中，首先根据不同挡位传动系统动力传递路径的不同，将各部件、轴系分为不同的集中单元，每个集中单元之间用无转动惯量的理想扭转弹簧连接，形成多自由度离散模型系统；转动惯量通过Catia三维建模，定义坐标系，赋予材料属性获得；另外，由于活塞曲柄连杆机构相对于曲轴中心的转动惯量是随转角不断变化的，将连杆质量m_l简化成集中在连杆大头做旋转运动的质量m₁和集中在连杆小头做往复运动的质量m₂，简化的原则使得简化前后连杆的质量不变，重心位置不变；

根据绕曲轴中心线旋转一周平均动能相等的原则，求得活塞连杆机构转动惯量平均值

式中，J_d是单个曲拐的转动惯量，r为曲柄旋转半径，m_p为活塞质量，α为连杆比，公式如下：

其中，l为连杆长度；轴段的刚度K利用材料力学公式得到：

式中，T是施加于相应轴段两端的扭矩，为在该扭矩作用下轴的扭转角，K是该轴段扭转刚度，G是轴段材料剪切模数，I_p是轴截面极惯性矩，L是轴段长度；

对于阶梯轴这类复杂的轴，在串联时，总扭转刚度K为：

进一步地，所述步骤S3中，根据传动系统扭振集中参数模型，考虑空套齿轮对传动系统扭振的影响，建立多自由度无阻尼系统自由振动方程，通过Matlab编程求解传动系统扭振的固有特性，并求得相应的频率与振型。

本发明与现有技术相比，具有如下优点和有益效果：

本发明的乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法在传统传动系扭振建模的基础上，充分考虑在不同挡位下，变速器啮合传动齿轮及空套齿轮对整个传动系扭振固有特性的影响，能够准确预测分析传动系统扭振的固有特性，克服了现有技术存在的缺陷。

附图说明

图1为本发明乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析建模方法的流程图。

图2为本发明中挂四档时乘用车动力传动系统扭振模型的示意图。

图3(a)为本发明中乘用车传动系统扭转振动第一阶固有频率所对应的振型，图 3(b)为本发明中乘用车传动系统扭转振动第二阶固有频率所对应的振型，图3(c) 为本发明中乘用车传动系统扭转振动第三阶固有频率所对应的振型，图3(d)为本发明中乘用车传动系统扭转振动第四阶固有频率所对应的振型。

图4为本发明中实验测试飞轮、变速器输入轴、变速器输出轴2阶角加速度信号示意图。

具体实施方式

下面结合实施例及附图对本发明作进一步详细的描述，但本发明的实施方式不限于此。

实施例：

本实施例提供了一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，所述方法的流程图如图1所示，包括以下步骤：

具体通过以下实验来验证所述建模方法的准确性，实验中采用的乘用车是发动机前置前轮驱动，四缸四冲程，5档手动变速器。通过集中参数法，建立传动系统18自由度扭振模型，图2为挂四挡时乘用车动力传动系统扭振模型的简化模型示意图，表1 为获得的转动惯量与扭转刚度的数值：

表1

根据挂四挡时乘用车动力传动系统扭振模型，考虑空套齿轮及啮合传动齿轮对传动系扭振的影响，建立多自由度无阻尼系统自由振动方程：

其中M为系统惯量矩阵，K为系统刚度矩阵，θ为系统转角矩阵。表2为齿轮的节圆半径数据：

表2

通过Matlab编程求解传动系扭振的固有特性，求得相应的频率与振型，对应的传动系扭振前四阶固有频率，以及对应的发动机转速如表3所示：

阶次	频率(Hz)	对应发动机转速(rpm)
			1	6.32	189.59
2	13.02	390.62
			3	80.86	2425.76
4	351.20	10536.09

表3

图3(a)-图3(d)为乘用车传动系扭转振动前四阶固有频率所对应的振型，图3 (a)中第1阶固有频率为6.32Hz，对应的节点轮胎J₁₇与车身平动质量等效惯量J₁₈之间；图3(b)中第2阶固有频率为13.02Hz，对应的节点有2个，轮胎J₁₇与车身平动质量等效惯量J₁₈之间有1个节点，轮胎J₁₇与半轴之半J₁₆之间有1个节点。图3(c) 中第3阶固有频率为80.86Hz，对应发动机2425rpm左右，节点在飞轮与变速器之间，离合器出现较大扭转变形。图3(d)中第4阶固有频率351.20Hz，曲轴扭转减振器外环J₁与内环J₂之间相对位移特别大。实验测试传动系扭振，测试曲轴飞轮端、变速器输入轴、变速器输出轴扭振，如图4所示，变速器输入轴在2400rpm处存在扭振峰值，飞轮端无明显峰值，可判断离合器处存在扭振共振，该发动机转速下2阶频率为80Hz 与仿真第3阶固有频率相近，验证该建模方法的准确性。

以上所述，仅为本发明专利较佳的实施例，但本发明专利的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明专利所公开的范围内，根据本发明专利的技术方案及其发明专利构思加以等同替换或改变，都属于本发明专利的保护范围。

Claims

1.一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，其特征在于，所述方法包括以下步骤：

2.根据权利要求1所述的一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，其特征在于：所述步骤S1中，根据变速器所挂挡位的不同，接合不同挡位啮合使动齿轮来建立传动系统的不同扭振集中参数模型。

3.根据权利要求1所述的一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，其特征在于，所述步骤S2中，首先根据不同挡位传动系统动力传递路径的不同，将各部件、轴系分为不同的集中单元，每个集中单元之间用无转动惯量的理想扭转弹簧连接，形成多自由度离散模型系统；转动惯量通过Catia三维建模，定义坐标系，赋予材料属性获得；另外，由于活塞曲柄连杆机构相对于曲轴中心的转动惯量是随转角不断变化的，将连杆质量m_l简化成集中在连杆大头做旋转运动的质量m₁和集中在连杆小头做往复运动的质量m₂，简化的原则使得简化前后连杆的质量不变，重心位置不变；

其中，l为连杆长度；轴段的刚度K利用材料力学公式得到：

对于阶梯轴这类复杂的轴，在串联时，总扭转刚度K为：

4.根据权利要求1所述的一种乘用车不同挡位传动系统扭振固有特性分析的建模方法，其特征在于，所述步骤S3中，根据传动系统扭振集中参数模型，考虑空套齿轮对传动系统扭振的影响，建立多自由度无阻尼系统自由振动方程，通过Matlab编程求解传动系统扭振的固有特性，并求得相应的频率与振型。