CN111709164A - 一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，包括：1：搭建增程器轴系扭转振动模型；2：确定振动模型各节点结构参数；3：根据机械振动理论得到振动模型的轴系各阶固有频率；4：计算对应的激励频率，判断激励频率与固有频率是否干涉；5：若判断结果为不存在干涉，则判断得出车用增程器轴系安全，若判断结果为存在干涉，则进行强迫振动分析，获取振动模型的共振节点最大振幅以及最大相对扭转角；6：基于最大相对扭转角获取振动模型的最大应力以与材料许用应力比较，若比较结果满足设定安全系数，则判断得出车用增程器轴系安全，若不满足则需返回步骤2修改各节点结构参数。与现有技术相比，本发明具有校核准确，计算结果精准等优点。

Description

一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法

技术领域

本发明涉及增程器技术领域，尤其是涉及一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法。

背景技术

增程器由发动机与发电机构成，二者协同工作。发动机产生的扭矩通过动力传动装置传递至电机，拖动发电机发电，发电机产生的电能输送至动力电池储存，电池再向驱动电机供电，驱动车辆行驶。动力传动装置，即增程器轴系，由发动机的皮带轮附件及曲轴、扭转减振器、发电机轴等构成。该传动装置一旦失效，轻则影响向动力电池的充电，重则破坏增程器乃至车身承载结构，因此有必要保障其正常工作。轴系失效的一个主要原因是模态设计不合理引发的扭转共振，需要一种分析方法校核设计的轴系是否安全。

目前对轴系扭转振动分析的有以下几种：

(1)如CN107220487A，一种柴油机轴系扭振的计算方法。主要根据获取的轴系参数，包括曲轴、配气凸轮轴以及喷油凸轮轴的几何结构参数，建立多节点的轴系扭振模型，列出对应自由度的强迫振动方程，并按集中简化的原则计算各节点的惯量、刚度及阻尼。随后计算轴系扭振激励力矩，包括气缸内因压力变化产生的气体激励力矩与活塞连杆等运动部件往复运动产生的惯性激励力矩。最后，使用Newmark-β算法求解强迫振动方程，得到角位移响应。

(2)如CN110031215A，变速行星齿轮机组的轴系扭转振动分析方法。主要是对行星齿轮机组结构进行简化，忽略润滑油传递的振动，建立包含多个节点的扭振模型。获取齿轮机组的扭振数据，包括各齿轮、轴的结构参数及传动比，配置模型中各节点对应的运转状态参数，各节点输入转动惯量，各节点间输入扭转刚度。最后使用转子动力学相关软件对该扭振模型进行求解，分析其特征值，获取各模态阶数下的轴系固有频率，并作轴系扭振的坎贝尔图，结合主振型判断发生共振的节点是否在关键节点，结合激励谐次判断该频率下是否为危险模态，从而判断轴系是否安全。

(3)如CN106446465A，核电汽轮发电机组轴系扭振考核评估系统及方法。主要是收集发电机组相关的机电模型参数，包括轴系结构参数、发电机电气参数及发电机组的性能指标，将发电机组轴系分为多个部分，分别计算转动惯量、扭转刚度及扭矩分配系数。用电磁暂态仿真软件建立模型，仿真计算各考核工况下考核截面的扭矩响应。最后，根据扭矩响应曲线及材料特性决定的疲劳寿命曲线，计算各工况下考核截面的扭振疲劳寿命损耗，由此评估轴系是否安全。

现有的技术较少有分析增程器轴系扭转振动的方案，上述的现有方案分别是分析柴油机、行星齿轮机组以及核电汽轮发电机组轴系的扭振，增程器轴系与之均有不同，需要另外建立模型。此外，现有的技术手段主要是对轴系进行模态分析，判断激励频率与轴系扭转固有频率是否干涉，从而判断轴系是否安全，或者计算考核工况下关键节点的扭矩响应，结合疲劳寿命曲线判断结构是否安全。但事实上部分发生共振的节点由于激励谐次振幅较小或节点位置非关键，节点振幅可能在可接受的范围内，不会引起轴系失效，因此还需计算节点振幅，并结合具体结构进行分析。如果仅计算轴系某些位置在特定工况下的扭矩，则显然不够全面，但如果计算各位置在所有工况下的扭矩，计算量又过大，应该设法筛除较安全的工况，分析较危险的情况。

发明内容

本发明的目的就是为了克服上述现有技术存在的缺陷而提供一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法。

本发明的目的可以通过以下技术方案来实现：

一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，该方法包括以下步骤：

步骤1：针对车用增程器搭建增程器轴系扭转振动模型；

步骤2：确定增程器轴系扭转振动模型各节点结构参数；

步骤3：根据机械振动理论求解自由振动方程，得到振动模型的轴系各阶固有频率；

步骤4：统计增程器工况并计算对应的激励频率，判断激励频率与固有频率是否干涉；

步骤5：若判断结果为不存在干涉，则判断得出车用增程器轴系安全，若判断结果为存在干涉，则需进一步进行强迫振动分析，获取振动模型的共振节点最大振幅以及最大相对扭转角；

步骤6：基于最大相对扭转角获取振动模型的各节点对应结构的最大应力以与材料许用应力比较，若比较结果满足设定安全系数，则判断得出车用增程器轴系安全，若不满足则需返回步骤2修改各节点结构参数。

进一步地，所述的步骤1具体包括：将车用增程器轴系各部件分为多个部分，简化成由一系列节点构成的增程器轴系扭转振动模型，各节点具有对应部分的转动惯量，各节点间通过刚度与阻尼连接。

进一步地，所述的步骤2中的结构参数包括通过理论计算及有限元分析得到的各节点的转动惯量、刚度以及阻尼。

进一步地，所述的各节点的转动惯量，其对应的计算公式为：

J＝∑(∫r²·dm)l

式中，J为转动惯量，r为质点至回转轴线距离，dm为质点质量，l为各轴段长度。

进一步地，所述的各节点的刚度，其对应的计算公式为：

k＝T/α

k＝T/α

式中，k为等效扭转刚度，T为有限元软件计算加载的力矩，α为有限元软件计算出的结构两端扭转角。

进一步地，所述的各节点的阻尼，其对应的计算公式为：

c＝ξJω

式中，c为阻尼，ξ为阻尼系数，ω为轴系转速。

进一步地，所述的步骤4中的增程器工况包括怠速工况、稳态运转工况和过渡工况。

进一步地，所述的步骤5包括以下分步骤：

步骤501：若判断结果为不存在干涉，则判断得出车用增程器轴系安全；

步骤502：若判断结果为存在干涉，则需进一步进行强迫振动分析，在机械振动分析软件中搭建步骤1中所述的增程器轴系扭转振动模型，输入步骤2中确定的各节点结构参数，轴系转速为激励频率与固有频率相干涉时对应的转速，此外针对该振动模型添加激励模块，将该增程器最大负荷下的发动机缸压曲线输入至软件中得到轴系各节点受迫振动角位移响应图；

步骤503：基于轴系各节点受迫振动角位移响应图，对其中各相邻节点的角位移响应做差，并选取最大振幅进而得到各节点最大相对扭转角。

进一步地，所述的步骤502中的机械振动分析软件为AME Sim软件。

进一步地，所述的步骤6包括以下分步骤：

步骤601：在有限元分析软件中，对步骤1中的增程器轴系扭转振动模型各节点间所代表的结构施加扭矩，使得结构两端的扭转角达到步骤5中得到的最大相对扭转角以通过软件计算得到对应结构的最大应力；

步骤602：将材料最大许用最大应力与此时对应结构的最大应力的比值作为安全系数与设定值作比较；

步骤603：若安全系数大于等于设定值，则判断得出车用增程器轴系安全，若不满足则需返回步骤2修改各节点结构参数。

与现有技术相比，本发明具有以下优点：

(1)本发明的相较于现有技术的优点在于考虑更全面，更具体。在轴系设计阶段，基于扭振模态分析，结合结构有限元分析，对于共振区域是否会造成轴系扭转失效给出更精确的判断，提供更完备的校核，从而减小实际产品因振动失效的风险，又不至于计算量过大，影响校核效率。

(2)本发明提供了一种增程器轴系连接结构的分析方法，以解决目前在轴系设计中对扭转振动的校核问题。根据轴系设计参数，建立增程器轴系扭振模型，计算分析轴系固有频率与常用工况下的受迫振动频率，寻找可能共振点，并在该点附近计算共振振幅，获得各节点最大扭转角，计算节点最大应力并与材料许用应力比较，从而完成轴系连接结构的安全校核。

(3)本发明解决的问题是车用增程器轴系中对扭转振动的设计校核问题，本发明的目的即在于对车用增程器轴系设计校核提供一个较完备的分析方法，为具体结构参数设计提供指导，本发明方法针对增程器轴系这一应用场景，对模型进行了细化，计算结果更精准，将模态分析与结构有限元分析结合，校核更精确。

附图说明

图1为本发明的方法流程图；

图2为本发明具体实施例的结构图；

图3为与本发明具体实施例的结构对应的增程器轴系扭振模型图；

图4为增程器共振区域判定图；

图5为扭转减振器输入端节点在6谐次激励频率与二阶固有频率相交的转速附近受迫振动角位移响应图；

图中，1为曲轴前端及皮带轮系，2为发动机缸1对应曲轴的曲拐部分，3为发动机缸2对应曲轴的曲拐部分，4为发动机缸3对应曲轴的曲拐部分，5为发动机缸4对应曲轴的曲拐部分，6为曲轴输出端，7为扭转减振器输入端，8为扭转减振器减振部分，9为扭转减振器输出部分，10为电机轴。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明的一部分实施例，而不是全部实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动的前提下所获得的所有其他实施例，都应属于本发明保护的范围。

如图1所示为本发明一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法的方法流程示意图，由图可知，该分析方法具体包括以下步骤：

(1)搭建增程器轴系扭振模型

将轴系各部件分为多个部分，简化成一系列节点。各节点具有对应部分的转动惯量，节点间通过刚度与阻尼连接。

(2)确定各节点结构参数

获取轴系各部件的设计参数，通过理论计算及有限元分析确定各节点的转动惯量、刚度及阻尼。

(3)计算轴系振动频率

通过机械振动相关理论，求解系统固有频率。统计增程器主要工况，主要包括怠速工况、稳态运转工况以及过渡工况，根据这些工况的增程器转速计算激励频率，即受迫振动频率。

(4)共振区域判断

在增程器常用工况内判断是否有激励频率与系统固有频率相近，若没有相近的工作点，可以判定轴系安全，否则还需进行轴系强迫振动分析。

(5)强迫振动分析

利用计算机程序计算轴系受迫振动的响应，获取共振节点最大振幅，进而确定节点间最大相对扭转角。

(6)结构受力校核

根据最大扭转角，利用有限元分析计算各节点对应结构的最大应力，与材料许用应力比较，需要保证一定安全系数，若不满足则判定轴系不安全，需要修改轴系结构参数，或避免增程器运行在不安全的共振区域。

具体实施例

以一款车用增程器为例，对技术方案进行详细说明。

增程器轴系结构如图2所示，曲轴输出端与扭转减振器输入法兰通过紧固件连接，扭转减振器输出端通过花键盘与电机轴连接。扭转减振器包括两个飞轮盘，中间通过减振弹簧及阻尼元件连接。

首先，对增程器轴系分段简化处理，其中发动机曲轴在各主轴颈中间进行切分，分为曲轴前端、各气缸对应曲拐以及输出端；扭转减振器按减振弹簧前后分为输入端与输出端，减振弹簧及阻尼元件简化为定扭转刚度及阻尼，连接输入端和输出端；电机轴作为一个节点处理。整个轴系分为9个节点，其中曲轴及皮带轮共6个节点，扭转减振器2个节点，电机轴1个节点，如图3所示，图中标号与图2对应。

获取增程器轴系各部件设计参数，包括几何尺寸、材料特性以及刚度阻尼特性等。各个节点的转动惯量按其代表部分的结构分别计算，可以按如下公式计算：

J＝∑(∫r²·dm)l

式中，J为转动惯量，r为质点至回转轴线距离，dm为质点质量，l为各轴段长度。

或根据三维模型利用计算机辅助计算。四个曲拐节点的转动惯量还需要加上连杆活塞的转动惯量，可按动能相等原则进行等效。各节点间扭转刚度利用有限元分析软件进行计算，需要输入三维模型及材料特性，等效扭转刚度按如下公式计算：

k＝T/α

k＝T/α

式中，k为等效扭转刚度，T为有限元软件计算加载的力矩，α为有限元软件计算出的结构两端扭转角。

各节点间阻尼按如下公式计算：

c＝ξJω

式中，c为阻尼，ξ为阻尼系数，ω为轴系转速。

根据机械振动理论求解自由振动方程，得到轴系各阶固有频率，其中一阶和二阶固有频率相对较低，较有可能与激励频率干涉，发生共振。随后根据获取的增程器常用工况，确定常用转速，按如下公式计算各谐次激励频率，

f＝vn/60

式中，f为激励频率，v为激励谐次，n为增程器转速。

在图中作出固有频率与激励频率线，检查是否有干涉。如果没有干涉，那么可以判断轴系安全。此案例中，6、8谐次的激励频率与二阶固有频率相交，如图4所示，横线为轴系固有频率，斜线斜率从小至大分别为2、4、6、8谐次的激励频率。，可能存在失效风险，需要继续校核。

接下来需要进行共振区域的轴系受迫振动响应计算，在机械振动分析软件(如AMESim)的相关模块中搭建第一步中建立的轴系扭振模型，输入确定的各节点的参数，轴系转速为激励频率与固有频率相交时的转速，此外再添加激励模块。激励主要由发动机的缸内压力决定，输入该转速增程器最大负荷下的发动机缸压曲线，利用数值计算方法求解轴系各节点受迫振动的角位移响应，如图5所示。对各相邻节点的角位移响应做差，从中选取最大振幅，即得到各节点间最大相对扭转角。

在有限元分析软件(如ANSYS、Abaqus)中，对各节点间所代表的结构施加扭矩，使结构两端的扭转角达到计算的最大值，材料最大许用应力与此时结构中最大应力的比值即为安全系数，该安全系数至少大于等于2.5。如果某一节点安全系数较小，可以调节轴系结构参数，尽量使共振区域避开增程器常用工况，偏移共振节点，降低共振振幅。

本发明在上述具体实施例中对轴系扭振进行了校核，认为轴系安全，增程器实验正在进行中，以证明可行性。

在受迫振动响应计算中，本发明使用振动分析软件计算数值解，也可以使用其它可行的数学手段求解解析解，例如运用线性变换对振动方程进行解耦，对解耦的各个方程求解，再经过逆变换得到受迫振动响应。

以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明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揭露的技术范围内，可轻易想到各种等效的修改或替换，这些修改或替换都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应以权利要求的保护范围为准。

Claims (10)

1.一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，该方法包括以下步骤：

步骤1：针对车用增程器搭建增程器轴系扭转振动模型；

步骤2：确定增程器轴系扭转振动模型各节点结构参数；

步骤3：根据机械振动理论求解自由振动方程，得到振动模型的轴系各阶固有频率；

步骤4：统计增程器工况并计算对应的激励频率，判断激励频率与固有频率是否干涉；

步骤5：若判断结果为不存在干涉，则判断得出车用增程器轴系安全，若判断结果为存在干涉，则需进一步进行强迫振动分析，获取振动模型的共振节点最大振幅以及最大相对扭转角；

步骤6：基于最大相对扭转角获取振动模型的各节点对应结构的最大应力以与材料许用应力比较，若比较结果满足设定安全系数，则判断得出车用增程器轴系安全，若不满足则需返回步骤2修改各节点结构参数。

2.根据权利要求1所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤1具体包括：将车用增程器轴系各部件分为多个部分，简化成由一系列节点构成的增程器轴系扭转振动模型，各节点具有对应部分的转动惯量，各节点间通过刚度与阻尼连接。

3.根据权利要求1所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤2中的结构参数包括通过理论计算及有限元分析得到的各节点的转动惯量、刚度以及阻尼。

4.根据权利要求3所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的各节点的转动惯量，其对应的计算公式为：

J＝∑(∫r²·dm)l

式中，J为转动惯量，r为质点至回转轴线距离，dm为质点质量，l为各轴段长度。

5.根据权利要求3所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的各节点的刚度，其对应的计算公式为：

k＝T/α

式中，k为等效扭转刚度，T为有限元软件计算加载的力矩，α为有限元软件计算出的结构两端扭转角。

6.根据权利要求3所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的各节点的阻尼，其对应的计算公式为：

c＝ξJω

式中，c为阻尼，ξ为阻尼系数，ω为轴系转速。

7.根据权利要求1所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤4中的增程器工况包括怠速工况、稳态运转工况和过渡工况。

8.根据权利要求1所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤5包括以下分步骤：

步骤501：若判断结果为不存在干涉，则判断得出车用增程器轴系安全；

步骤502：若判断结果为存在干涉，则需进一步进行强迫振动分析，在机械振动分析软件中搭建步骤1中所述的增程器轴系扭转振动模型，输入步骤2中确定的各节点结构参数，轴系转速为激励频率与固有频率相干涉时对应的转速，此外针对该振动模型添加激励模块，将该增程器最大负荷下的发动机缸压曲线输入至软件中得到轴系各节点受迫振动角位移响应图；

步骤503：基于轴系各节点受迫振动角位移响应图，对其中各相邻节点的角位移响应做差，并选取最大振幅进而得到各节点最大相对扭转角。

9.根据权利要求8所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤502中的机械振动分析软件为AME Sim软件。

10.根据权利要求1所述的一种车用增程器轴系扭转振动的分析方法，其特征在于，所述的步骤6包括以下分步骤：

步骤601：在有限元分析软件中，对步骤1中的增程器轴系扭转振动模型各节点间所代表的结构施加扭矩，使得结构两端的扭转角达到步骤5中得到的最大相对扭转角以通过软件计算得到对应结构的最大应力；

步骤602：将材料最大许用最大应力与此时对应结构的最大应力的比值作为安全系数与设定值作比较；

步骤603：若安全系数大于等于设定值，则判断得出车用增程器轴系安全，若不满足则需返回步骤2修改各节点结构参数。

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