乘用车加速工况动力传动系扭振分析与改进
前置后驱汽车传动系统的扭振模态分析
前置后驱汽车传动系统的扭振模态分析康强;吴昱东;邓江华;何森东【摘要】A theoretical torsional vibration model for the drivetrain of a front-engine-and-rear-wheel-drive (FR) car was built. Torsional vibration modal frequencies were calculated by free vibration analysis and validated by comparing the re-sults with those of torsional vibration test of the car. Based on this model, the sensitivity of the torsional stiffness and mo-ment of inertia of different components to the drivetrain modal frequencies was analyzed. It is shown that the 3rd order mod-al frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheels;the 4th order modal frequen-cy can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheel or the torsional stiffness of the half shaft;the 5th order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness of the half shaft or the moment of iner-tia of the driving shaft.%针对某前置后驱车，建立了其传动系的扭振当量模型，通过自由振动计算分析获得了传动系的扭振模态，与整车传动系扭振测试结果对比，验证了计算的正确性。
离合器接合过程中的汽车传动系扭转振动分析
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离合器接合过程 中的汽车传动 系扭转振动分析
顾福 勇， 张代胜 ， 席彦擘
（ 合肥工业大学 机械与汽车工程学院 ， 安徽 合肥 ２００） ３ ０ ９ 弹簧摩擦离合器接合过程 的基 础上 ， 建立 汽车 传动系的扭转 振动的力
汽车传动 系是一个 多 自由度 的扭转 振动系 统， 涉及车辆的多个参数 ， 而汽车在从起步到稳定 运转 阶段 的传 动 系扭 振 因 为 涉 及 离 合 器 接 合 因 素， 使其建立接近实际运转工况的模型更加复杂。 般 在分 析车辆 传 动系 扭 振 时 ， 考 虑车 辆 稳 定 仅
图 １ 汽车起步时离合器接合过程示意 图
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收稿 日期 ：０ ５０—９ 修改 日期 ：０ ５１—７ ２ ０ ８２ ； ２ ０ —０１ 作者简介 ： 顾福勇 （９ １ ， ， １ ８ 一） 男 安徽滁州人 ， 合肥工业大学硕士生 ； 张代胜 （９ ３ ， ， １ ６ 一） 男 安徽青阳人， 合肥工业 大学教授 ， 硕士生导师
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考虑转矩脉动的电动汽车传动系统扭转振动抑制
考虑转矩脉动的电动汽车传动系统扭转振动抑制目录一、内容综述 (2)1. 研究背景 (2)2. 研究意义 (3)3. 文献综述 (4)二、电动汽车传动系统概述 (6)1. 电动汽车传动系统构成 (7)2. 传动系统工作原理 (8)3. 传动系统的主要挑战 (9)三、转矩脉动分析 (10)1. 转矩脉动的产生 (12)2. 转矩脉动的影响因素 (13)3. 转矩脉动的测量方法 (14)四、传动系统扭转振动模型建立 (14)1. 动力学模型概述 (15)2. 模型假设与简化 (17)3. 模型的建立与验证 (18)五、扭转振动抑制策略 (20)1. 控制器设计 (21)2. 控制策略分类 (22)3. 策略实施与效果评估 (23)六、优化与改进方法探讨 (24)1. 传动系统参数优化 (25)2. 控制器参数调整与优化 (27)3. 新技术与方法的应用探讨 (28)七、实验研究与分析 (29)1. 实验平台搭建 (30)2. 实验方法与步骤 (31)3. 实验结果分析与讨论 (32)八、结论与展望 (33)1. 研究成果总结 (35)2. 研究不足与局限性分析 (35)3. 未来研究方向与展望 (37)一、内容综述随着电动汽车技术的快速发展，传动系统的性能要求越来越高。
扭转振动问题一直是影响电动汽车行驶稳定性和舒适性的关键因素之一。
对电动汽车传动系统扭转振动的抑制进行研究具有重要的现实意义。
目前关于电动汽车传动系统扭转振动的研究仍存在一些问题，由于电动汽车传动系统复杂的非线性特性，传统的控制方法难以取得理想的效果。
电动汽车传动系统的瞬态响应特性对扭转振动的影响较大，而现有的控制方法往往难以兼顾动态性能和稳态性能。
电动汽车传动系统的实际运行环境复杂多变，如何在这种环境下实现对扭转振动的有效抑制仍是一个挑战。
1. 研究背景随着电动汽车技术的不断发展，电动驱动系统已成为新能源汽车的核心部件之一。
在实际运行过程中，电动驱动系统往往会出现扭矩脉动现象，这种脉动会对传动系统的扭转振动产生不利影响，降低系统的运行效率和稳定性。
传递矩阵法在动力传动系统扭振分析中的应用
收稿日期 : 2009 - 11 - 16 作者简介 : 冯栋梁 (1983 - ) , 男 , 硕士研究生 , 研究方向为车辆动力学仿真技术.
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车辆与动力技术
2010年
1 关于 JAVA 语言
JAVA 是一种高级的面向对象的程序设计语言 , 自 1995年由 Sun 公司推出后 , 不断得到发展和完 善 , 并以其独有的特点逐渐风靡全球 1在国外 , 50%以上的程序使用了 JAVA 语言编写 ; 在国内 , 最近几年用 JAVA语言编程也越来越成熟和普遍 1
import javax1 sw ing1 table13 ; ∥用于数据的表 格模式控制与输出
…∥省略的其他一些类库的导入
public void creatable ( ) {
…∥里面是用于创建显示数据的表格 } p rivate classMTable extends AbstractTableModel { …∥里面是继承抽象表格模式后自己的表格模式 } p rivate void creatable ( ) { ∥用于把频率和振幅 求出并显示在表格中 …∥省略一些图形用户界面的代码 p rivate double frequencyCaculate ( ) {
鉴于 JAVA 语言的如上特点 , 作者采用 JAVA 语言进行编程 , 实现了通过传递矩阵法求解车辆动 力传动系统扭振特性的功能 1
2 传递矩阵法的算法与编程
传递矩阵法历史悠久 , 自 20世纪 40年代提出 后逐步发展 , 不断完善 1其基本思想就是根据问题 的要求 , 将系统离散化为不同的独立单元 , 用每个 单元端面的物理量建立状态向量 , 并确定各单元两 端面状态向量的传递关系 , 从而形成单元传递矩 阵 , 最后利用相邻单元的协调条件和系统的边界条 件求解 1
乘用车传动系统NVH性能研究分析综述
10.16638/ki.1671-7988.2020.17.084乘用车传动系统NVH性能研究分析综述王坤祥（重庆车辆检测研究院有限公司，重庆401122）摘要：汽车NVH性能作为最重要的整车性之一，直接对车辆的舒适性和声品质产生影响。
通过对车辆传动系的NVH问题进行探究，文章总结其典型振动问题与噪声现象的特征及产生机理以及现阶段国内外研究进展，为进一步研究和解决相关问题提供参考和指导。
关键词：车辆传动系；舒适性；振动；噪声中图分类号：U461.4 文献标志码：B 文章编号：1671-7988（2020)17-241-02Research Status of NVH Performance of Passenger Vehicle Transmission SystemWang Kunxiang（Chongqing Vehicle Test&Research Institute Co Ltd, Chongqing 401122）Abstract: Automotive NVH performance is one of the most important parts of vehicle performance, directly affecting the comfort and sound quality of the car. Summarize the difficulties of the NVH problem related to the automotive transmission system, the characteristics and generation mechanism of typical vibration and noise phenomena, and the research progress at home and abroad, and provide necessary information and guidance for the related work in the domestic automotive engineering field.Keywords: Automotive drive train; Comfort; Vibration; NoiseCLC NO.: U461.4 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2020)17-241-02引言汽车NVH（Noise，Vibration and Harshness）性能是评价一个企业乃至一个国家在该领域的设计水平和制造工艺的关键性指标[1]。
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
上海交通大学硕士学位论文
摘 要
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
摘 要
汽车动力总成振动是汽车振动的主要激振源之一，对汽车的舒适性 和 NVH 特性有很大的影响。 设计合理的动力总成悬置系统可以减少振动 传递，提高乘坐舒适性。本文以国产某轿车为研究对象，对动力总成悬 置系统隔振性能进行了分析研究。本文的研究工作包括以下几个方面： 首先，运用拉格朗日方程，建立了动力总成悬置系统动力学方程。 根据试验所获得的模型参数，在 Matlab 和 ADAMS 软件环境中建立了六 自由度仿真模型。 其次，结合实车试验，验证了所建模型准确性，并从系统固有频率 配置及振动解耦角度分析了悬置系统的振动特性；根据实际条件，以提 高系统振动解耦率为目标，应用优化算法对动力总成悬置刚度参数进行 优化设计，通过仿真分析比较了优化前后的固有特性，结果表明优化有 效提高了系统固有频率配置合理性和系统振动解耦率。 最后，建立了动力总成-整车十三自由度动力学模型，其仿真结果表 明优化后悬置刚度参数能改善怠速隔振特性，所建立的模型可以作为悬 置系统优化设计的虚拟样机。 本文的研究结果表明优化设计后的悬置系统其隔振特性有了较大的 改进，所运用的研究方法对悬置系统的优化设计具有一定的指导意义。
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广义坐标方向单位矢量 往复惯性力 ( N ) 二阶往复惯性力 ( N ) 六自由度系统质量矩阵 六自由度系统刚度矩阵 位置转移矩阵 十三自由度系统质量矩阵
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等速驱动轴横摆振动的研究及解决
12710.16638/ki.1671-7988.2019.23.044等速驱动轴横摆振动的研究及解决朱钊，黄巨成，张海源，滕杰（奇瑞商用车（安徽）有限公司 工程研究院底盘部，安徽 芜湖 241006）摘 要：针对某电动汽车在40km/h 到60km/h 速度下，全油门加速产生的整车振动问题，运用噪声阶次和振动分析，确定为驱动轴三阶振动，产生原因为全油门加速时，驱动扭矩增大产生的轴向派生力(GAF)，使整车产生Y 向振动，即横摆振动。
根据驱动轴轴向派生力的影响因素，通过采用无震颤式万向节(AAR)，降低轴向派生力，解决整车横摆振动。
关键词：驱动轴；振动；横摆；轴向派生力中图分类号：U463 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2019)23-127-03Research And Solution Of Swing Vibration Of Drive ShaftZhu Zhao, Huang Ju Cheng, Zhang Haiyuan, Teng Jie( Chery Commercial Vehicle ( Anhui ) Co., Ltd., Engineerring Research Institute Chassis, Anhui Wuhu 241006 ) Abstract: Aiming at the vibration problem of a electric vehicle caused by acceleration offull throttle at speeds ranging from 40 km/h to 60 km/h, the third-order vibration of driving shaft is determined by noise order and vibration analysis. The reason is that when acceleration of fullthrottle, increased driving torque has generated axial force(GAF), which makes the whole vehicle produce Y-direction vibration, i.e. yaw. Vibration. According to the influencing factors of the generated axial force of the drive axle, the generated axial force is reduced and the yaw vibration of the vehicle is solved by using the non-vibration universal joint.Keywords: Drive shaft; Vibration; Yaw; Generated axial forceCLC NO.: U463 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2019)23-127-03前言某前驱电动车型，在40km/h-60km/h 加速时，整车Y 向横摆严重，主观评价无法接受，而相同型号燃油车型，未发现有此问题。
某款MPV传动系统NVH性能改进对策及应用
某款MPV传动系统NVH性能改进对策及应用韦波;唐海勇【摘要】通过分析某新款MPV传动系统出现的NVH问题(主要是车轮回振引起的车内噪声大、车体共振轰鸣、高速齿轮啸叫)的原因,针对不同的激励源制定相应措施:采用质量减振器和扭转减振器——减少振动、提高后桥壳模态——阻隔振动、采用等高齿和优化齿轮啮合印痕——消除振动,并试验验证各措施的效果,有效解决该车型传动系统NVH问题,并积累相关数据和经验.【期刊名称】《装备制造技术》【年(卷),期】2017(000)005【总页数】6页(P144-148,165)【关键词】传动系统;减振器;后桥壳模态;等高齿;啮合印痕【作者】韦波;唐海勇【作者单位】上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心,广西柳州545007;上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心,广西柳州545007【正文语种】中文【中图分类】U461.4上汽通用五菱汽车股份有限公司（以下简称：SGMW）在某新款MPV车型的开发过程中，车辆出现如下NVH问题：（1）在变速箱3档、4档（发动机转速1 000 rpm～3 000 rpm）全油门加速工况下，传动系扭矩波动引起车轮回振，整车内噪出现若干噪声波峰点，无法满足NVH标准要求。
（2）在4档和5档（发动机转速1 500 rpm～2 200 rpm）工况下，车体振动，同时有轰鸣声产生，整车内噪进一步恶化。
（3）伴有高速时齿轮啸叫声，也无法满足NVH标准要求。
NVH问题测试数据如图1和2所示。
本文针对某新款MPV传动系统出现的NVH问题进行分析，针对不同的原因制定相应措施，并试验验证各措施的效果，以期有效解决该车型传动系统NVH问题，并积累相关数据和经验。
2.1 车轮回振原因车轮回振主要原因是由于发动机的输出扭矩变化及传动轴的动不平衡力激励后桥绕其桥管轴线上下摆动，同时车轮产生回转振动，振动通过后悬架传递给车体，且易于激发车体车身共振，车内产生嗡嗡声，其产生原理详见图3.2.2 车体共振原因由于传动系的激振力与桥壳弯曲模态耦合，导致桥壳产生弯曲共振并通过后悬架系统传递给车体，引发车体共振，产生轰鸣声。
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乘用车加速工况动力传动系扭振分析与改进袁旺;田子龙;杨志坚;丁康【摘要】采用简化的活塞曲柄连杆机构,以实测时变缸压为激励,同时考虑了曲柄连杆机构时变转动惯量、离合器非线性刚度、齿轮侧隙和齿轮啮合时变刚度等因素,建立了乘用车动力传动系3挡集中参数扭振模型,计算分析了传动系固有振动特性.进行3挡全油门加速工况下的试验和仿真,对比其飞轮、输入轴和输出轴的2阶主谐次扭振加速度信号,验证了模型的有效性.分析系统的扭振响应发现在2500~2700r/min之间系统发生共振现象,输入轴的最大扭振加速度值为1650rad/s2.在模型中换用双质量飞轮后的试验和仿真都表明,在整个加速区间内避免了扭转共振现象,输入轴的最大扭振加速度值大幅度减小至313.6rad/s2.%By adopting simplified piston-crank-connecting rod mechanism with measured time-varying cylin-der pressures as excitation and considering several factors including the time-varying moment of inertia of crank-con-necting rod mechanism,the nonlinear stiffness of clutch,backlash and time-varying meshing stiffness of gear pairs, a third-gear lumped parameter torsional vibration model of car power-train is built,with the natural vibration charac-teristics of powertrain calculated and analyzed. Both simulation and test are conducted on the condition of third-gear full-throttle acceleration to compare the 2nd-order torsional vibration acceleration signals of flywheel,input shaft and output shaft,with the effectiveness of the model built validated. The analysis on the torsional vibration response of system shows that resonance happens in the speed interval of 2 500~2 700r/min with a peak torsional vibration ac-celerationof input shaft reaching 1 650rad/s2. The results of simulation and test on the model with dual mass fly-wheel indicate that torsional resonance is avoided in the whole range of acceleration interval with a peak torsional vi-bration acceleration of input shaft significantly reduces to 313rad/s2.【期刊名称】《汽车工程》【年(卷),期】2018(040)001【总页数】8页(P91-97,113)【关键词】动力传动系;扭振;非线性;双质量飞轮【作者】袁旺;田子龙;杨志坚;丁康【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院,广州 510641;广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院,广州 511434;华南理工大学机械与汽车工程学院,广州510641;华南理工大学机械与汽车工程学院,广州 510641【正文语种】中文前言汽车动力传动系主要包括发动机、变速器、驱动桥和车轮等部件，是以旋转运动为主的轴系扭转系统。
在行驶过程中，来自发动机、路面和变速器内部的激励力会引起传动系的扭转振动，当激励频率与系统固有频率接近时，传动系发生扭转共振，此时系统部件内产生很大的扭振载荷，严重影响动力传动系各部件的工作可靠性和耐久性[1]。
因此，汽车传动系扭振特性的研究与改进具有重要意义。
国内外有关动力传动系扭振的研究文献较多。
文献[2]中建立了动力传动系的3自由度非线性力学模型，以离合器振动衰减率最大为目标，优化了离合器的扭转刚度和摩擦阻尼，使其扭转振动衰减率得到了较大提高。
文献[3]中采用集中参数法建立了转矩耦合式混合动力传动系的扭振模型，在分析各阶扭振模态的基础上研究了PI控制的增益参数对传动系固有特性的影响。
文献[4]中建立了车辆动力传动系扭振模型，通过灵敏度分析揭示了各单元动力学参数对系统固有特性的影响，对系统受迫振动进行了仿真分析和试验验证。
文献[5]中建立了考虑齿轮啮合刚度和发动机激励的动力传动系扭振模型，以关键部件扭转刚度作为变量对扭振性能进行优化分析。
文献[6]中基于集中质量方法建立了车辆动力传动系扭振模型，采用遗传算法进行动态优化，有效地衰减了系统的扭转振动。
文献[7]中通过编程建模研究了无级变速轿车装备不同扭转减振器的起动性能。
以上研究均采用集中参数的建模方法，其有效性已被广泛证实。
在建模过程中，发动机激励往往以平均输出转矩或2阶转矩波动作为输入加载于飞轮或变速器输入轴上，对于稳态工况，这种方法比较适用，但对于急加速和点踩加速踏板等瞬态工况，发动机激励难以准确描述。
本文中在传统集中参数模型的基础上，考虑了传动系某些部件的时变特性和非线性特性，建立了某乘用车动力传动系3挡扭振模型，计算分析了系统扭转固有特性，并对其性能进行改进。
1 扭振模型的建立与传动系模态分析某乘用车动力传动系结构如图1所示，四缸四冲程发动机，前轮驱动，采用5挡手动变速器。
图1 某车型动力传动系结构示意图1.1 传动系扭振模型的建立依据集中参数扭振模型建立的理论，根据动力传动系各轴(曲轴、变速器输入轴、输出轴和半轴等)转动惯量和传递力矩的分布情况，分别等效为离散的转动惯量，无质量的扭转弹簧和阻尼器，所组成的力学模型[8]如图2所示，模型各部分对应的参数如表1所示，模型中各部分阻尼的选取主要参考文献[9]。
在使用LMS bMotion建立仿真模型时，为更准确地重现系统的非稳定工况，考虑了发动机激励和传动系某些部件的时变特性和非线性特性。
(1)活塞连杆机构惯性力和发动机气缸压力的时变性在模型中建立了简单的活塞曲柄连杆机构，在Motion中为活塞、连杆和曲柄等部件赋予质量、惯量等参数并定义重力方向后，仿真时可方便地将各部件往复惯性力和重力所产生的周期性激励考虑在内。
在运动过程中，随曲轴转角而变化的活塞连杆机构相对曲轴中心的转动惯量[10]为式中:Id为单个曲拐的转动惯量；mp为活塞质量；r为曲柄旋转半径；θ为曲柄转角；m1，m2和I0分别为连杆2自由度等效模型的两个等效质量和等效转动惯量[11]。
其中:式中:α为连杆比，α＝r/l，l为连杆长度；γ为连杆与活塞和曲轴中心连线的夹角，γ＝arcsin(αsinθ)。
实验测得多个转速下的发动机缸压数据，仿真时插值得到各个转速下的缸压作为激励。
(2)扭转减振器的非线性刚度扭转减振器一般具有多段刚度，在非稳定工况下，如起步、急加速和急减速等，由于限位块的作用，离合器刚度在行程的两端发生突变，这种突变容易引起传动系的冲击和异响等问题。
根据厂家提供的数据，所用离合器刚度特性为式中:α为扭转减振器主从动部分相对扭转角；Kθ为扭转减振器扭转刚度。
(3)承载齿轮副的啮合时变刚度和齿轮侧隙在图2所示的模型中，考虑了变速器与主减速器中的承载齿轮副:转动惯量I9对应部件与I10对应部件之间为3挡齿轮副，I11对应部件与I12对应部件之间为主减速器齿轮副。
啮合时变刚度是齿轮啮合过程中参与啮合的齿数变化引起的，在模型中主要体现在齿轮重合度这一参数上，取值见表1。
在Motion中，将齿轮作为力元素来模拟，可比较方便地考虑齿轮侧隙。
侧隙引起的刚度变化[12]为式中:Kc为啮合刚度；xr为啮合齿轮节圆处周向相对位移；km为单对齿轮啮合时线性刚度值；a为节圆处侧隙，3挡齿轮副中心距80mm，根据文献[13]中提供的经验值，侧隙取0.1mm，主减速器齿轮副中心距127mm，侧隙取0.17mm。
1.2 传动系扭转模态分析为便于计算系统固有模态，对模型进行进一步简化。
由于啮合齿轮副刚度很大，将被动部分通过速比转化到主动部分，将二者视为一体，得到等效转动惯量 I9e和I11e，即图2 模型示意图表1 模型对应参数值部件转动惯量/(kg·mm2) 数值部件扭转刚度/(N·m·rad－1)数值曲轴扭转减振器外圈I1 2 700 曲轴扭转减振器K1，2 16 016.2曲轴扭转减振器内圈I2 1 350 曲轴前端轴段K2，3 12 400第1活塞曲柄连杆机构I3 变量，见式(1) 曲轴1，2曲拐之间轴段K3，4 1 756 000第2活塞曲柄连杆机构I4 变量，见式(1) 曲轴2，3曲拐之间轴段K4，5 1 756 000第3活塞曲柄连杆机构I5 变量，见式(1) 曲轴3，4曲拐之间轴段K5，6 1 756 000第4活塞曲柄连杆机构I6 变量，见式(1) 曲轴第4曲拐与飞轮之间轴段K6，7 1 219 000飞轮、离合器主动件及离合器从动盘的大部分I7 140 289.4 离合器扭转减振器K7，8 两段刚度，见式(6)离合器从动盘中与输入轴相连的部分及输入轴前端部分I8 3 337.2 3挡时输入轴K8，9 11 044变速器输入轴及其带动齿轮I9 1 321.12 3挡齿轮副啮合K9，10 时变刚度(齿轮重合度3.32)变速器输出轴与输入轴啮合部分I10 2 576.63 3挡时输出轴K10，11 118 530变速器输出轴与差速器啮合部分I11 902.7 主减齿轮副啮合K11，12 时变刚度(齿轮重合度3.66)差速器及半轴之半I12 48 654 半轴K12，13 12 662.38轮胎及半轴之半I13 3 000 000 轮胎K13，14 17 437.74整车平动质量等效转动惯量I14 120 000 000式中:n1为3挡齿轮副传动比；n2为主减速器齿轮副传动比。