[发明专利]一种行星混联式混合动力系统扭振优化方法

摘要

本发明公开了一种行星混联式混合动力系统扭振优化方法，该发明旨在解决行星混联式客车由于动力源增加、工作模式及行星齿轮机构工作方式变化引起的复杂扭振问题；本发明通过达朗贝尔原理与拉格朗日方程建立传动部件的集中质量模型，进一步确定整车矩阵方程，并基于固有频率确定各模式模态振型；利用模态参与因子理论，研究部件受迫振动的主要参与模态；基于参数灵敏度分析，确定参数变化对固有频率与共振峰值的影响规律；以优化传动系固有频率和减小共振峰值为评价标准，实现传动系扭振优化设计；本发明系统化的给出复杂的行星混联式客车结构的扭振分析优化方法，为研究行星混联式客车复杂的扭振特性提供了强大的理论基础。

主权项

1.一种行星混联式系统扭振优化方法，其特征在于，包括以下步骤：步骤一、扭振动力学建模，分析行星混联式构型结构特点，分析传统的扭振研究方法，利用集中质量法建立传动系集中质量模型并列出其动力学方程，为后续研究提供理论基础；1)建模假设，将传动系统的各个部件的转动惯量视为刚性圆盘，各刚性圆盘之间由无质量扭簧阻尼器连接，其刚度和阻尼设置为部件的扭转刚度和扭转阻尼，对于车辆的平动质量，以等效转动惯量的方式转化到车轮上；2)集中质量模型，将分布参数简化为集中质量，并通过弹簧阻尼器进行连接，通过集中质量模型建立传动系动力学方程，进而分析系统的固有特性与扭振响应特性；3)建立动力学方程，针对行星混联式混合动力传动系建立纯扭转模型，以振动系统的四要素为基础，求解传动系扭转振动的动力学方程；利用集中质量法，以及系统能量保持不变的原则，将传动系部件简化为多自由度集中质量模型，建立相应的动力学方程，传动力学模型一般式可定义为：等式左侧的[I]、[C]、[K]分别代表传动系转动惯量矩阵、阻尼系数矩阵、刚度系数矩阵；{θ}分别代表传动系扭转角加速度矢量、扭转角速度矢量与扭转角位移矢量；等式右侧的{M}为激励力矩矢量；步骤二、固有特性理论分析，根据部件的连接方式，将整车传动系划分为三个总成，按照各个总成特点，建立各总成与整车传动系的无阻尼自由振动动力学模型；1)传动系无阻尼自由振动方程的建立，在忽略激励力矩向量与系统阻尼系数的基础上，得到自由振动方程：将传动系自由振动第i阶固有频率设为ω_i，其模态振型设为对传动系振动特性易知，扭振角位移可表示为将扭振角位移方程代入式(2)，求得对应的特征方程可表示为：进一步计算系数矩阵的行列式为零，即求解式(4)：2)整车传动系统动力学模型，确定传动系统各部件的无阻尼自由振动动力学方程，并提取整理成矩阵形式，通过各部件总成的运动关系和连接特性，建立整车传动系统的无阻尼自由振动矩阵，分别包括整车传动系角位移矩阵、转动惯量矩阵和刚度矩阵；建立行星齿轮的七自由度集中质量模型，分别计算行星齿轮各个部件的动能与势能，确定行星排总成的拉格朗日算子：I_s、I_r、I_c分别为太阳轮、齿圈和行星架的转动惯量，其中I_c′为等效行星架转动惯量，即k_sa、k_ar分别为太阳轮与行星轮齿轮副、行星轮与齿圈齿轮副的平均啮合刚度，r_s、r_r、r_a分别为太阳轮、齿圈、行星轮的齿轮分度圆半径，其中r_ca为行星架中心与行星轮中心的距离，即r_ca＝r_s+r_a，另外，θ_s、θ_r、θ_c、θ_acj分别为太阳轮、齿圈、行星架和第j个行星轮的扭转角位移，分别为太阳轮、齿圈、行星架和第j个行星轮的扭转角速度，n为行星轮总个数；拉格朗日算子微分，分别计算行星架轴、太阳轮、齿圈、行星轮的动力学方程，如式(6)、(7)、(8)、(9)：式中，分别为太阳轮、齿圈、行星架、第j个行星轮的扭转角加速度；将其表示为矩阵形式：其中，行星排总成角位移矩阵为：{θ_P}＝[θ_c θ_s θ_r θ_ac1 θ_ac2 θ_ac3 θ_e]^T  (11)行星排总成转动惯量矩阵为：行星排总成刚度矩阵为：上式中，行星排总成刚度矩阵各个分量分别为：其他未注明分量均为零；同理，根据驱动桥总成几种质量模型，得到其等效动力学方程：其中，m_v为整车质量，r_w为车轮滚动半径；相关参数转化成5阶矩阵形式，其中，驱动桥总成角位移矩阵为：{θ_D}＝[θ_o θ_d θ_lw θ_rw θ_v]^T  (15)驱动桥总成转动惯量矩阵为：驱动桥总成刚度矩阵为：由变速器总成集中质量模型推导得到其输入轮、中间齿轮轴、输出齿轮的动力学方程分别如式(18)、(19)、(20)所示：提取相关参数转化成3阶矩阵形式，对变速器总成进行动力学矩阵建模,变速器总成角位移矩阵为:{θ_T}＝[θ_t1 θ_t2 θ_t3]^T  (21)变速器总成转动惯量矩阵为：变速器总成刚度矩阵为:通过各部件总成的运动关系和连接特性，建立整车传动系统的无阻尼自由振动矩阵，分别包括整车传动系角位移矩阵{θ}、转动惯量矩阵[I]和刚度矩阵[K]；因此，整车传动系无阻尼自由振动动力学方程简化为：其中，整车传动系角位移矩阵为：{θ}＝[θ_P θ_D θ_T]^T  (25)整车传动系转动惯量矩阵为：整车传动系刚度矩阵为：利用集中质量法对整车传动系进行动力学建模，求解系统无阻尼自由振动方程，最终确定15阶的传动系动力学矩阵方程；在不同的工作模式下，传动系动力学方程与自由度数会有所不同，但是求解方法相同；通过对矩阵方程求解得到一组特征值即为传动系固有频率，通过寻找不同模式下固有频率的数值规律，进一步完善传动系固有特性分析；将特征值代入主振型方程，求解得到自由振动响应的非零向量，即特征向量，特征向量是表示系统振动强度的一种形态，即模态主振型；步骤三、受迫振动研究，分析不同激励下各关键部件在受迫振动时的扭振程度和扭振规律，确定各自由度的共振频率，分析传动系各部件的模态参与因子，探究各阶模态频率对传动系受迫振动的影响程度；1)分别以发动机、发电机、电动机为激励输入，对传动系统各自由度进行正弦扫频分析，分析相同激励频率下各自由度的振动程度和扭振响应规律，确定各自由度的共振频率；2)基于模态参与因子理论，查找峰值频率处的响应是由哪些主要的模态响应叠加而成，并分析输出模态贡献量的相对，得到各部件受迫振动的主要参与模态，并分析在某一特定模态下各自由度的模态参与因子；步骤四、传动系扭振优化分析，利用避振法探究结构参数对系统固有频率的影响规律，通过减振法分析传动系受迫振动下各部件的扭振幅值变化，最后通过灵敏度分析，推导出被动减振的参数优化方向；讨论关键参数对传动系扭振的影响和规律，并从优化传动系固有频率和减小共振峰值两方面为评价标准，探究传动系被动减振效果；1)扭转减振参数，主要包括扭转刚度和扭转阻尼，求解传动系各部件频率响应曲线的共振幅值，探究扭转刚度对共振幅值的影响，在车轮扭转阻尼上设置相同的阻尼比间隔，探究阻尼对共振幅值的影响；2)车轮参数，主要包括车轮扭转刚度、车轮扭转阻尼，求解传动系各部件频率响应曲线的共振幅值，探究扭转刚度对共振幅值的影响，按照相同方法，通过仿真计算，探究阻尼对共振幅值的影响；3)发动机飞轮转动惯量，以飞轮转动惯量作为优化变量，探究其对传动系固有频率和频率响应幅值的影响，同时研究飞轮转动惯量对共振幅值的影响；4)发动机飞轮转动惯量，以发电机输出轴转动惯量作为优化变量，探究其对传动系固有频率和频率响应幅值的影响，同时仿真分析发电机输出轴转动惯量对共振幅值的影响；5)电动机输出轴转动惯量，作为电动机输出端，以其转动惯量作为优化变量，探究其对传动系固有频率和频率响应幅值的影响，同时仿真分析电动机输出轴转动惯量对共振幅值的影响。