純電動(dòng)汽車兩擋自動(dòng)變速器殼體振動(dòng)特性研究

純電動(dòng)汽車兩擋自動(dòng)變速器殼體振動(dòng)特性研究摘要以一款純電動(dòng)車兩擋雙離合自動(dòng)變速器（2DCT）為研究對(duì)象，首先，開展變速器殼體模態(tài)仿真與試驗(yàn)，驗(yàn)證了殼體有限元模型的準(zhǔn)確性；然后，考慮電動(dòng)機(jī)工作效率因素，利用建立的變速器傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，得到不同轉(zhuǎn)矩工況下的齒輪副傳遞誤差變化規(guī)律；分析軸承動(dòng)態(tài)力，并將其作為邊界條件，研究了殼體的振動(dòng)特性；通過分析模態(tài)參與因子（ModalParticipationFactor，MPF確定對(duì)殼體振動(dòng)貢獻(xiàn)較大的模態(tài)階次；最后，對(duì)振動(dòng)明顯區(qū)域進(jìn)行多工況的振動(dòng)加速度仿真和試驗(yàn)測(cè)試，驗(yàn)證了傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，進(jìn)一步明確了2DCT殼體的振動(dòng)特性。關(guān)鍵詞電動(dòng)汽車兩擋變速器殼體傳遞誤差模態(tài)參與因子ResearchonVibrationCharacteristicsofTwo-SpeedAutomaticTransmissionHousingforPureElectricVehiclesAbstractTheresearchobjectisatwo-speeddoubleclutchautomatictransmission(2DCT)ofpureelec?tricvehicles.Firstly,themodalsimulationandtestofthetransmissionhousingarecarriedouttoverifytheaccu?racyofthefiniteelementmodelofthehousing.Then,consideringtheworkingefficiencyofthemotor,throughtheestablisheddynamicmodelofthetransmissionsystem,thevariationlawofthetransmissionerrorofthegearpairunderdifferenttorqueconditionsisobtained.Thedynamicforceofthebearingisfurtheranalyzedandtakenastheboundaryconditiontostudythevibrationcharacteristicsofthehousing.Byanalyzingthemodalparticipationfactor(MPF),themodalorderwhichcontributesgreatlytotheshellvibrationisdetermined.Finally,thevibrationaccelerationsimulationandtestoftheobviousvibrationareaundermultipleworkingconditionsnotonlyverifytheaccuracyofthedynamicmodel,butalsofurtherclarifythevibrationcharacteristicsofthe2DCThousing.KeywordsElectricvehicleTwo-speedtransmissionHousingTransmissionerrorModalpartici?pationfactor0引言國(guó)家“雙碳”目標(biāo)的提出，進(jìn)一步推動(dòng)了電動(dòng)汽車市場(chǎng)的發(fā)展。目前，全球主流電動(dòng)汽車均采用電動(dòng)機(jī)匹配單級(jí)減速器架構(gòu)[1]，但在汽車起步和高速巡航時(shí)，電動(dòng)機(jī)效率低，需要增加變速器擋位，來滿足車輛動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性需求[2-3]。電動(dòng)汽車由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，雙離合器的轉(zhuǎn)矩容量主要由換擋過程決定，且電動(dòng)汽車兩擋變速器換擋次數(shù)少，使雙離合器使用壽命增加，搭載雙離合變速器的電動(dòng)汽車相繼涌現(xiàn)。振動(dòng)特性是影響變速器壽命和舒適性的重要因素[4]，有必要對(duì)其展開深入研究。一方面，電動(dòng)汽車配備的變速器軸向尺寸變小，支承剛度增加，使變速器振動(dòng)特性發(fā)生變化；另一方面，驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)高區(qū)別[5]。模態(tài)分析可以得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，是振動(dòng)特性分析的基礎(chǔ)。自由模態(tài)用于驗(yàn)證有限元模型的準(zhǔn)確性；約束模態(tài)用于變速器強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)分析。孟凡龍等[6]以一款燃油車變速器殼體為研究對(duì)象，采用動(dòng)力學(xué)仿真和試驗(yàn)?zāi)B(tài)相結(jié)合的方法，提取了殼體動(dòng)態(tài)參數(shù)。宗邦飛等[7]利用振動(dòng)傳遞函數(shù)方法研究了殼體動(dòng)剛度特性，根據(jù)動(dòng)剛度準(zhǔn)則找到殼體危險(xiǎn)頻率并加以改進(jìn)。Kanase等[8]建立了6擋變速器剛?cè)狁詈夏Ｐ?，從微觀角度對(duì)變速器傳動(dòng)誤差和振動(dòng)進(jìn)行了預(yù)測(cè)，并通過靈敏度分析證明了軸承預(yù)緊力和輸入轉(zhuǎn)矩對(duì)變速器振動(dòng)影響不大。而Pears等[9]將6擋變速器模型擴(kuò)展到傳動(dòng)軸和后橋總成，研究了變速器參數(shù)對(duì)傳動(dòng)誤差和振動(dòng)的影響。Abbes等[10]將有限元法和理論計(jì)算結(jié)合，分析齒輪時(shí)變嚙合剛度對(duì)變速器的影響，在簡(jiǎn)化變速器模型中探究了殼體結(jié)構(gòu)、振動(dòng)分布和殼體共振頻率的聯(lián)系。Weis等[11]在有限元模型軸承處施加載荷，通過求解變速器殼體模態(tài)屬性得到了殼體在載荷下的固有頻率和振型。方源等[12]針對(duì)電動(dòng)汽車動(dòng)力總成，將計(jì)算得到的動(dòng)力總成模態(tài)參數(shù)與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證了理論計(jì)算的準(zhǔn)確性。在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，可通斷某階模態(tài)對(duì)振動(dòng)響應(yīng)的重要程度。楊誠(chéng)等[13]將殼體的MPF與聲學(xué)貢獻(xiàn)量結(jié)合分析，通過添加黏性材料達(dá)到降低殼體聲輻射的目的。廖芳等[14]基于模態(tài)擴(kuò)展技術(shù)，利用部分點(diǎn)的振動(dòng)加速度計(jì)算箱體的各階MPF，進(jìn)而識(shí)別出箱體上所有節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)特性。劉輝等[15]通過建立耦合振動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，計(jì)算得到了多自由度的MPF。王晉鵬等[16]依據(jù)參與因子確定振動(dòng)貢獻(xiàn)大的模態(tài)階數(shù)，并結(jié)合模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)量的矢量分析，得到待優(yōu)化的區(qū)域。本文在驗(yàn)證殼體有限元模型準(zhǔn)確性的基礎(chǔ)上，通過建立兩擋雙離合自動(dòng)變速器（2DCT）傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，分析得到電動(dòng)機(jī)處于高效率區(qū)間時(shí)，不同轉(zhuǎn)矩下的齒輪副傳遞誤差和軸承動(dòng)態(tài)激勵(lì)；計(jì)算給定工況下的MPF，得到對(duì)殼體振動(dòng)影響較大的模態(tài)階次；確定振型明顯區(qū)域，并得到該區(qū)域多工況下的殼體振動(dòng)響應(yīng)特點(diǎn)。1殼體模型驗(yàn)證1.1殼體自由模態(tài)變速器殼體作為變速箱的重要零部件，確保變速器內(nèi)部功能件（軸齒、離合器、軸承等）以確定的空間位置關(guān)系固定在一起，保證變速器的平穩(wěn)運(yùn)行。殼體材料采用壓鑄鋁，其壁厚大部分為3.5mm，主建立的2DCT殼體模型。在簡(jiǎn)化模型時(shí)去除傳感器孔、進(jìn)出油孔以及載荷較小處圓角等細(xì)小結(jié)構(gòu)，并在有限元軟件中繼續(xù)進(jìn)行幾何清理工作，圖1（b）所示為已簡(jiǎn)化的幾何模型。（a）殼體簡(jiǎn)化前（b）殼體簡(jiǎn)化后圖1殼體簡(jiǎn)化前后Fig.1Comparisonbeforeandafterhousingsimplification過大的網(wǎng)格容易造成模態(tài)數(shù)據(jù)丟失[17]，本殼體的網(wǎng)格劃分采用四面體單元，考慮到模型可靠性和時(shí)間成本，設(shè)定單元大小為3mm。在模型表面生成殼網(wǎng)格后，對(duì)前、后殼體連接處的內(nèi)外側(cè)網(wǎng)格單元進(jìn)行點(diǎn)合并，使二者連接為一體。經(jīng)檢查，殼網(wǎng)格最小長(zhǎng)度達(dá)到2mm，因殼體形狀復(fù)雜，殼網(wǎng)格中仍保留部分小角網(wǎng)格。最終得到的殼體有限元模型包括94030個(gè)節(jié)點(diǎn)、1102871個(gè)單元，如圖2所示。圖2變速器殼體有限元模型Fig.2Finiteelementmodelofthetransmissionhousing變速器殼體網(wǎng)格屬性的彈性模量為70GPa，泊松比為0.33，密度為2650kg/m3。建立的殼體自由邊界模型按照?qǐng)D2放置時(shí)，豎直向上為Y軸正方向，與輸入軸重合；X軸與輸入軸垂直，水平指向差速器；Z軸垂直于XY平面，指向內(nèi)側(cè)。模態(tài)是結(jié)構(gòu)固有振動(dòng)特性，其固有頻率與材料密度、彈性模量有關(guān)。2DCT殼體與傳統(tǒng)自動(dòng)變速器相比，質(zhì)量較小，其固有頻率有較大提高。表1所示為分析得到的前6階殼體自由模態(tài)固有頻率和振型特點(diǎn)。1.2殼體自由模態(tài)測(cè)試為驗(yàn)證殼體有限元模型以及固有特性仿真的準(zhǔn)確性，對(duì)變速器殼體進(jìn)行自由模態(tài)測(cè)試。試驗(yàn)前先建立殼體測(cè)點(diǎn)模型，殼體的固有頻率和振型分析在LMStest.lab中進(jìn)行；對(duì)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)進(jìn)行求解計(jì)算，可以得到測(cè)點(diǎn)的頻率響應(yīng)函數(shù)以及相干函數(shù)。測(cè)試時(shí)，用彈力繩將殼體懸掛，模擬自由邊界表1自由模態(tài)的固有頻率與振型階次固有頻率/Hz振型特點(diǎn)1殼體沿Y軸彎曲變形2殼體繞Y軸扭轉(zhuǎn)變形3殼體沿XZ平面彎曲變形4殼體沿Z軸彎曲變形5殼體離合器殼呈三角形變形62074.2殼體沿YZ平面扭轉(zhuǎn)變形條件，測(cè)試使用的總體坐標(biāo)系與上述模態(tài)仿真相同。為了充分反映變速器殼體的振型，在殼體表面布置49個(gè)測(cè)點(diǎn)并記錄坐標(biāo)。所有測(cè)點(diǎn)分7組，每組7個(gè)，每個(gè)測(cè)點(diǎn)分X、Y、Z三個(gè)測(cè)量方向，共測(cè)得147個(gè)信號(hào)數(shù)據(jù)?，F(xiàn)場(chǎng)布點(diǎn)如圖3所示。相干函數(shù)可用來判斷試驗(yàn)數(shù)據(jù)的可信程度。相干函數(shù)范圍為0~1，數(shù)值越大，數(shù)據(jù)的可信程度越圖3殼體自由模態(tài)測(cè)試Fig.3Testoffreemodalofthehousing高；相干函數(shù)為1時(shí)，結(jié)構(gòu)的響應(yīng)完全由激勵(lì)引起。測(cè)試系統(tǒng)受到非線性和外界環(huán)境影響，輸入信號(hào)和輸出信號(hào)不會(huì)完全相干，相干函數(shù)值只要在0.85以上就可認(rèn)為試驗(yàn)數(shù)據(jù)有效。如圖4所示，大部分相干函數(shù)在0.9以上，證明測(cè)試數(shù)據(jù)可信度較高。1378Hz附近模態(tài)的相干函數(shù)下降明顯，原因是此處的激勵(lì)和響應(yīng)之間沒有因果關(guān)系，故不考慮。（a）頻率響應(yīng)函數(shù)（b）相干函數(shù)圖4殼體頻率響應(yīng)函數(shù)及相干函數(shù)Fig.4Frequencyresponsefunctionandcoherencefunctionofthehousing參數(shù)估計(jì)是模態(tài)參數(shù)提取過程中的重要一步。隨著擬合階數(shù)的增加，模型所提取的極點(diǎn)會(huì)重復(fù)出現(xiàn)且趨于穩(wěn)定。結(jié)合頻率響應(yīng)函數(shù)幅值求和曲線，識(shí)別出模態(tài)試驗(yàn)的前6階固有頻率和振型，如表2所示。表2試驗(yàn)的固有頻率與振型固有頻率/振型特點(diǎn)固有頻率仿真與試驗(yàn)誤差/%1殼體繞Y軸彎曲2.342殼體繞Y軸扭轉(zhuǎn)變形3殼體沿XZ平面彎曲變形3.974殼體沿Z軸彎曲變形2.905前殼體離合器殼呈三角形變形62041殼體沿YZ平面扭轉(zhuǎn)變形1.3自由模態(tài)試驗(yàn)與仿真對(duì)比殼體前3階振型的仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖5所示，殼體原始狀態(tài)為黑色線，殼體振動(dòng)放大后的位置為紅色線。由表2與圖5可知，試驗(yàn)與仿真的前6階固有頻率誤差在1.35%~3.97%波動(dòng)，二者結(jié)果接近，同一階次的試驗(yàn)振型和仿真結(jié)果較為一致，證明仿真所用的殼體模型準(zhǔn)確可靠。2傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析2.1建立模型2DCT內(nèi)部采用平行軸式結(jié)構(gòu)，動(dòng)力傳遞部件包括干式雙離合器、1擋齒輪組、2擋齒輪組和差速器齒輪，如圖6所示。變速器操控系統(tǒng)采用電液聯(lián)合控制，設(shè)計(jì)有兩個(gè)前進(jìn)擋位，1擋速比為11.71，2擋速比為4.66，設(shè)計(jì)參數(shù)為車速在70km/h時(shí)升擋，在45km/h時(shí)降擋。（b）2階振型（c）3階振型圖5振型的試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比Fig.5Comparisonbetweentestandsimulationresultsofmodeshapes（a）結(jié)構(gòu)原理（b）結(jié)構(gòu)圖圖6變速器結(jié)構(gòu)原理與結(jié)構(gòu)圖Fig.6Structureprincipleandstructurediagramofthetransmission變速器殼體、齒輪軸、軸承等在實(shí)際工作過程中都會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力變形，由此產(chǎn)生的誤差對(duì)數(shù)量級(jí)很小的傳遞誤差而言不可忽視。因此，需要根據(jù)實(shí)際情況建立2DCT傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。在Romax環(huán)境下，根據(jù)實(shí)際情況對(duì)齒輪軸系、齒輪副以及差速器2.2傳遞誤差分析對(duì)齒輪系統(tǒng)而言，即使忽略外部激勵(lì)的影響，表3各齒輪副詳細(xì)參數(shù)齒輪齒數(shù)齒寬/法向模數(shù)/mm法向壓力角/(°)螺旋角/(°)變位系數(shù)1擋主動(dòng)232.01340.481擋從動(dòng)5722.9-0.5482擋主動(dòng)3622340.042擋從動(dòng)4322.9-0.259差速器主動(dòng)21332.27270.55差速器從動(dòng)32-0.64（a）實(shí)際齒輪軸裝配（b）模型齒輪軸裝配圖7變速器實(shí)際樣機(jī)與模型Fig.7Actualprototypeandmodelofthetransmission內(nèi)部激勵(lì)也一直存在，具有不可避免性，且傳遞誤重要指標(biāo)，直接影響傳動(dòng)系統(tǒng)性能。齒輪嚙合過程中，由于齒輪軸偏轉(zhuǎn)和齒面變形，從動(dòng)輪相對(duì)理論位置會(huì)發(fā)生偏離，該位移量即為傳遞誤差[18-19]，其計(jì)221-θ1TE=式中，θ1、θ2分別為主動(dòng)輪和從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)角；z1、z2分別為主動(dòng)輪和從動(dòng)輪的齒數(shù)。定義中的角度在數(shù)值上很小，故將傳遞誤差從旋轉(zhuǎn)角度變?yōu)榛鶊A位移。以線性位移來度量傳遞誤差的優(yōu)點(diǎn)是可以用同一表示方法比較不同的齒輪副誤差。以線性位移表示的傳遞誤差計(jì)算公式為TE=θ2rb2-θ1rb1（2）式中，rb1為主動(dòng)輪的基圓直徑；rb2為從動(dòng)輪的基圓直徑。理想情況下，漸開線齒輪副的剛度是無限大的，沒有任何制造和裝配誤差，齒輪沿漸開線完全在變速器的實(shí)際工作中，波動(dòng)的傳遞誤差作為動(dòng)態(tài)激勵(lì)，引起齒輪在載荷下的作用力波動(dòng)，使得齒輪產(chǎn)生振動(dòng)，進(jìn)而傳遞到變速器殼體。變速器振動(dòng)分析前，應(yīng)對(duì)變速器不同轉(zhuǎn)矩下的傳遞誤差進(jìn)行計(jì)算。電動(dòng)機(jī)效率在轉(zhuǎn)矩為75.6~176.4N·m（最大轉(zhuǎn)矩的30%~70%）時(shí)較高，因此，對(duì)電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的30%計(jì)算，得到不同轉(zhuǎn)矩下的齒輪副傳遞誤差，如圖8所示。由圖8可以看出，3個(gè)嚙合位置的傳遞誤差整體隨著輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大。這是因?yàn)辇X輪副激勵(lì)力隨著轉(zhuǎn)矩的增大而增大，導(dǎo)致從動(dòng)輪實(shí)際傳動(dòng)角度與理論值的偏差增大，傳遞誤差增加。圖8不同嚙合位置的傳遞誤差Fig.8Transmissionerrorofdifferentmeshingpositions2.3軸承動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析在變速器動(dòng)力學(xué)研究中，有必要分析變速器在傳動(dòng)誤差激勵(lì)下的軸承響應(yīng)。此外，軸承的動(dòng)態(tài)力也可以作為相關(guān)激勵(lì)，來研究變速器殼體的振動(dòng)特性。以輸入軸后殼體軸承動(dòng)態(tài)響應(yīng)為例，如圖9所示，分別為變速器在1擋3000r/mim工況下，輸入轉(zhuǎn)矩在75.6N·m、100.8N·m時(shí)的軸承動(dòng)態(tài)力。（a）輸入轉(zhuǎn)矩為75.6N·m（b）輸入轉(zhuǎn)矩為100.8N·m圖9后殼體輸入軸軸承的動(dòng)態(tài)響應(yīng)Fig.9Dynamicresponseofinputshaftbearingsoftherearhousing由圖9可以看出，輸入軸后軸承在X方向和Z方向的動(dòng)態(tài)力在950Hz和2000Hz左右有較高的峰值。圖9中每個(gè)峰值均出現(xiàn)在齒輪系統(tǒng)的某個(gè)固有頻率附近。這表明軸承動(dòng)態(tài)力既與傳動(dòng)誤差的激勵(lì)有關(guān)，還與齒輪系統(tǒng)的固有特性有關(guān)。軸承處在Y方向（軸向）的響應(yīng)力較小，這是因?yàn)樵摀跷积X輪副與主減速器齒輪副產(chǎn)生的軸向力方向不同，部分軸向力相互抵消，得知，齒輪的動(dòng)態(tài)嚙合力隨著變速器輸入轉(zhuǎn)矩的增加而增加；該嚙合力使軸承產(chǎn)生相應(yīng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，出現(xiàn)軸承動(dòng)態(tài)力隨轉(zhuǎn)矩增加而增加的現(xiàn)象。3變速器振動(dòng)響應(yīng)分析3.1殼體約束模態(tài)根據(jù)2DCT殼體實(shí)際裝配情況，在變速器與電動(dòng)機(jī)的連接處以及與整車相連的懸置處，添加剛性單元并進(jìn)行全自由度位移約束，變速器前后殼體連接采用RBE2剛性單元模擬。軸承在箱體中起著承載和傳遞力的作用，軸承座與齒輪軸間用RBE2剛性單元連接，使齒輪嚙合產(chǎn)生的振動(dòng)激勵(lì)可以傳遞到殼體。主模態(tài)的最高頻率應(yīng)是齒輪嚙合頻率的2倍以上。表4所示為前10階殼體約束模態(tài)的固有頻率與振型描述。表4約束模態(tài)的固有頻率和振型階次固有頻率/Hz振型特點(diǎn)1511.36整體沿Z軸變形2585.46整體沿X軸彎曲變形3976.91后殼體沿Y軸變形4整體繞Z軸扭轉(zhuǎn)變形5整體沿XY平面彎曲變形61406.3后殼體沿Y軸變形7整體沿XY平面扭轉(zhuǎn)變形8后殼體沿Z軸彎曲變形9后殼體沿XY平面彎曲變形2053.2整體沿Z軸彎曲變形3.2MPF分析MPF表示殼體振動(dòng)中各階模態(tài)的重要性，其數(shù)值越大，相應(yīng)模態(tài)對(duì)殼體振動(dòng)的貢獻(xiàn)就越大。殼體的低階模態(tài)決定了其振動(dòng)特性，更容易接近外部激勵(lì)頻率，引起殼體振動(dòng)。由表4可知，變速器低階固有頻率位于500~1500Hz，其在1擋3000r/m工況下的齒輪嚙合頻率為950Hz，更接近低階固有頻率，故針對(duì)該工況下的變速器振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行研究?；谀B(tài)疊加法，分析了變速器在上述工況下的振動(dòng)響應(yīng)，得到各階的MPF。圖10所示為第3階、第4階、第7階和第9階的MPF曲線。由圖10可以看有頻率（1565.1Hz）與齒輪嚙合頻率處均出現(xiàn)峰值，但前者峰值較明顯。由圖10可知，MPF峰值主要集中在齒輪嚙合頻率及其2倍頻附近，表明殼體在這兩處頻率附近有較大的振動(dòng)響應(yīng)。這兩處頻率分別對(duì)應(yīng)殼體的第3階模態(tài)和第9階模態(tài)，圖11所示為這兩階模態(tài)下的殼體振型特點(diǎn)。由圖11可以看出，殼體的薄弱部位主要在后殼體輸入軸軸承座和中間軸軸承座之間以及差速器軸承座附近，這兩處部位剛度相對(duì)較小，是產(chǎn)生振動(dòng)的敏感部位。圖10主要模態(tài)的MPFFig.10MPFsofchiefmodes（a）第3階振型特點(diǎn)（b）第9階振型特點(diǎn)圖11模態(tài)振型3.3振動(dòng)響應(yīng)分析結(jié)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)不僅與物體的固有特性有關(guān)，還與結(jié)構(gòu)所受到的激勵(lì)力有關(guān)，將上文變速器在1擋3000r/min工況下、不同轉(zhuǎn)矩時(shí)的軸承動(dòng)態(tài)力作為變速器振動(dòng)響應(yīng)的邊界條件，對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析。根據(jù)第3階和第9階模態(tài)的振型特點(diǎn)，在變速器后殼體的相對(duì)薄弱區(qū)域選擇2個(gè)測(cè)試點(diǎn)，分別位于輸入軸軸承座和中間軸軸承座之間、差速器軸承座附近，如圖12所示。為得到變速器處于不同轉(zhuǎn)矩下的振動(dòng)特點(diǎn)，并驗(yàn)證變速器模型的準(zhǔn)確性，對(duì)變速器兩個(gè)擋位3000r/min實(shí)際運(yùn)行工況下的殼體振動(dòng)加速度進(jìn)行測(cè)時(shí)輸入轉(zhuǎn)矩范圍設(shè)定為最大轉(zhuǎn)矩的30%~70%，且每圖12殼體測(cè)試點(diǎn)位置Fig.12Locationofhousingtestpoints力總成綜合性能試驗(yàn)臺(tái)，數(shù)據(jù)采集設(shè)備采用多通道布點(diǎn)如圖14所示，位于后殼體輸入軸軸承座和中間軸軸承座之間、差速器軸承座附近，以測(cè)量2個(gè)測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)加速度信號(hào)。（a）2DCT（b）數(shù)據(jù)采集設(shè)備圖13變速器與數(shù)據(jù)采集設(shè)備Fig.13Transmissionanddataacquisitiondevice（a）測(cè)試點(diǎn)1（b）測(cè)試點(diǎn)2圖14振動(dòng)加速度測(cè)試點(diǎn)Fig.14Testpointsofvibrationacceleration圖15所示為變速器在1擋時(shí)、5個(gè)不同轉(zhuǎn)矩工況的振動(dòng)加速度峰值對(duì)比。由圖15可以看出，測(cè)試點(diǎn)1和測(cè)試點(diǎn)2在齒輪嚙合頻率處的振動(dòng)峰值接近；但在2倍頻處，測(cè)試點(diǎn)2的振動(dòng)峰值比測(cè)試點(diǎn)1大25.5%左右。振動(dòng)加速度整體隨著輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大，與仿真得到的傳遞誤差變化趨勢(shì)一致。圖16、圖17所示分別為2DCT在1擋工況、2擋面振動(dòng)加速度頻率響應(yīng)曲線。由圖16、圖17可以看出，變速器在500Hz以下，殼體測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)加速度很小，因?yàn)闅んw的模態(tài)頻率和激勵(lì)頻率均不在此范圍內(nèi)。1擋時(shí)，測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度在950Hz和1890Hz附（a）測(cè)試點(diǎn)1（b）測(cè)試點(diǎn)2圖15不同轉(zhuǎn)矩下的振動(dòng)加速度峰值Fig.15Peakvaluesofvibrationaccelerationatdifferenttorques近出現(xiàn)峰值；2擋時(shí)，測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度在1760Hz和2DCT的擋位齒輪嚙合頻率及其2倍頻接近殼體固有頻率，使得殼體振動(dòng)峰值明顯。變速器1擋振幅整體大于2擋，在1擋950Hz附近頻率范圍下，測(cè)點(diǎn)1與測(cè)點(diǎn)2的振動(dòng)加速度幅值為1.126m/s2、1.078m/s2；在1890Hz附近頻率范圍下，測(cè)點(diǎn)1與測(cè)點(diǎn)2的振動(dòng)加速度幅值為0.725m/s2、1.448m/s2。試驗(yàn)和仿真分析得到的振動(dòng)加速度曲線變化趨勢(shì)基本一致，峰值頻率接近，但仿真的加速度幅值均小于試驗(yàn)值，這可能與變速器模型誤差、輸入條件近似模擬有關(guān)。由于變速器實(shí)際運(yùn)行工況更復(fù)雜，運(yùn)行中存在某些對(duì)變速器振動(dòng)產(chǎn)生一定影響的因素，如運(yùn)行中的油泵。驗(yàn)證說明變速器動(dòng)力學(xué)模型和振動(dòng)響應(yīng)分析準(zhǔn)確，該結(jié)果可作為變速器殼體減振的依據(jù)。4結(jié)論通過仿真計(jì)算和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對(duì)一款純電動(dòng)車兩擋雙離合自動(dòng)變速器2DCT的振動(dòng)特性進(jìn)行了研究，得出以下結(jié)論：1）對(duì)2DCT殼體進(jìn)行模態(tài)仿真和試驗(yàn)，得到殼體的固有頻率和低階振型特點(diǎn)。結(jié)果表明，較傳統(tǒng)變速器殼體而言，其固有頻率有所提高；固有頻率的仿真結(jié)果與試驗(yàn)相比誤差均在4%以內(nèi)，同階次下振型較為一致，殼體有限元模型準(zhǔn)確性得到驗(yàn)證。（a）測(cè)試點(diǎn)1（b）測(cè)試點(diǎn)2圖161擋工況的振動(dòng)加速度(轉(zhuǎn)矩126N·m)Fig.16Vibrationaccelerationunderthefirstgearcondition(126N·m)（a）測(cè)試點(diǎn)1（b）測(cè)試點(diǎn)2圖172擋工況的振動(dòng)加速度（轉(zhuǎn)矩126N·m）Fig.17Vibrationaccelerationunderthesecondgear2）建立2DCT傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，分析得知，在電動(dòng)機(jī)高效率區(qū)間，齒輪副的傳遞誤差隨著輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大。進(jìn)而分析了不同轉(zhuǎn)矩下的軸承動(dòng)態(tài)力，并將其作為邊界條件研究了殼體的振動(dòng)特性。3）MPF在固有頻率和齒輪嚙合頻率處出現(xiàn)極值；當(dāng)固有頻率接近嚙合頻率時(shí)，對(duì)應(yīng)的參與因子出現(xiàn)峰值；研究MPF，可得到對(duì)殼體振動(dòng)貢獻(xiàn)大的模態(tài)階次，確定振動(dòng)明顯區(qū)域。4）通過對(duì)振動(dòng)明顯區(qū)域的振動(dòng)加速度進(jìn)行仿真和試驗(yàn)測(cè)試，得到2DCT在兩擋位不同工況下的振動(dòng)特點(diǎn)，驗(yàn)證了傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。［1］李卓強(qiáng)，陳勇，李睿.電動(dòng)車兩擋變速器參數(shù)匹配與優(yōu)化［J］.汽［2］趙遷，楊良會(huì)，邢杰，等.動(dòng)力換擋兩擋變速器的整車搭載與動(dòng)力shifttwo-speedtransmissioninpureelectricvehicleanddynamic［4］陳勇，鄭陽陽，李光鑫，等.電動(dòng)汽車兩擋自動(dòng)變速器噪聲分析與andoptimizationoftwo-speedautomatictransmissionforelectricve?hicles［J］.TransactionsofBeijingInstituteofTe（A01157-160.［5］李沁逸，李俊泓，劉嘉林，等.電動(dòng)汽車減速器NVH仿真研究與optimizationofelectricvehiclereducer［J］.JournalofMechanical［6］孟凡龍，馬維金，張紀(jì)平，等.汽車變速器殼體動(dòng)態(tài)特性分析研究searchondynamiccharacteristicsofautomobiletransmissionhous?［7］宗邦飛，褚超美，黃永輝，等.汽車變速器殼體振動(dòng)頻率響應(yīng)