閆明剛侯之超楊福源余平葉曉

（1.清華大學(xué)；2.精進(jìn)電動(dòng)科技（北京）有限公司）

某型混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振減振器參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)*

閆明剛1侯之超1楊福源1余平2葉曉2

（1.清華大學(xué)；2.精進(jìn)電動(dòng)科技（北京）有限公司）

以某同軸混聯(lián)型混合動(dòng)力客車傳動(dòng)系統(tǒng)為對(duì)象，應(yīng)用AMESim建立其扭振力學(xué)和控制模型，并設(shè)計(jì)一個(gè)包含全工況的車輛運(yùn)行過程，計(jì)算其在該運(yùn)行過程中的扭振響應(yīng)。通過響應(yīng)靈敏度分析，得出影響系統(tǒng)關(guān)鍵部位扭振水平的主要因素。以全工況下減振器最大扭轉(zhuǎn)角為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器的剛度參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。分工況計(jì)算優(yōu)化后傳動(dòng)系統(tǒng)的固有特性，并通過與激振信號(hào)對(duì)比進(jìn)行共振校核。優(yōu)化前、后系統(tǒng)的扭振響應(yīng)對(duì)比表明，該優(yōu)化達(dá)到了預(yù)期減振效果。

1 前言

傳動(dòng)系統(tǒng)減振器參數(shù)設(shè)計(jì)過程中一般通過分析發(fā)動(dòng)機(jī)在不同工況下的激振頻率，以避免發(fā)生共振[1～3]為原則來選取彈簧剛度。該方法可以確定彈簧剛度的可選范圍，但難以定量分析傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振水平及其分布。減振器參數(shù)設(shè)計(jì)還可以采用基于響應(yīng)的設(shè)計(jì)方法，比如針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩激勵(lì)計(jì)算系統(tǒng)響應(yīng)，以變速器第1軸處最大扭轉(zhuǎn)角最小為目標(biāo)，對(duì)單級(jí)[4,5]或多級(jí)[6]剛度減振器的阻尼和彈簧剛度進(jìn)行參數(shù)匹配。

與傳統(tǒng)汽車相比，混合動(dòng)力汽車中傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，振源也更多。傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的變化、電機(jī)扭矩的快速切換及發(fā)動(dòng)機(jī)的頻繁起停，都易引發(fā)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲與瞬態(tài)沖擊問題[7]。

針對(duì)混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行減振器剛度參數(shù)設(shè)計(jì)且基于固有特性分析的方法仍然是主要方法[8～10]。對(duì)混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)及控制建模，其目的是通過控制電機(jī)的輸出或離合器的接合過程來降低沖擊振動(dòng)。其中，分析工況普遍比較單一[11]，而對(duì)減振器進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)所采用的模型通常也不包含控制模型。本文以某同軸混聯(lián)型混合動(dòng)力客車傳動(dòng)系統(tǒng)為對(duì)象，在對(duì)前期全工況模型[7]進(jìn)行改進(jìn)之后，通過分析全工況下傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振響應(yīng)，對(duì)減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型

2.1 扭振模型

該混合動(dòng)力客車傳動(dòng)系統(tǒng)包括發(fā)動(dòng)機(jī)、扭轉(zhuǎn)減振器、ISG電機(jī)、離合器（含離合器從動(dòng)盤減振器）、TM電機(jī)、傳動(dòng)軸、主減速器、差速器、半軸以及車輪等，系統(tǒng)中無變速器，屬于直驅(qū)構(gòu)型。

利用AMESim中的Mechanical元件庫和Control元件庫完成傳動(dòng)系統(tǒng)扭振力學(xué)模型的搭建，并實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)、ISG電機(jī)、TM電機(jī)的轉(zhuǎn)速或轉(zhuǎn)矩控制。

圖1為傳動(dòng)系統(tǒng)扭振力學(xué)模型，包含8個(gè)集中轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。其中，離合器從動(dòng)盤和ISG電機(jī)之間以摩擦副連接，選用Reset Integrator摩擦模型描述連接關(guān)系；其余相鄰慣量間通過彈簧阻尼器連接；萬向傳動(dòng)軸處以萬向軸模型描述。

圖1中各轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、剛度和阻尼參數(shù)及符號(hào)分別如表1、表2所列。其中，扭轉(zhuǎn)減振器剛度為k1，1～3級(jí)剛度分別為k11、k12、k13；離合器從動(dòng)盤減振器剛度為k2，1級(jí)和2級(jí)剛度為k21、k22；慣量參數(shù)及部分剛度參數(shù)為客車真實(shí)數(shù)據(jù)，其余剛度及阻尼參數(shù)為估算值或假設(shè)數(shù)據(jù)。

表1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù) kg·m2

表2 剛度及阻尼參數(shù)

傳動(dòng)系統(tǒng)的激振力來自發(fā)動(dòng)機(jī)、ISG電機(jī)和TM電機(jī)的力矩變化和萬向節(jié)的不等速性，以及地面激勵(lì)（滾動(dòng)阻力）和空氣阻力。在車輛運(yùn)行的不同工況，參與動(dòng)力輸出或傳遞的部件數(shù)量都會(huì)有所不同，在模型中通過控制離合器的接合和分離，以及控制發(fā)動(dòng)機(jī)、ISG電機(jī)、TM電機(jī)的工作狀態(tài)來實(shí)現(xiàn)。對(duì)于ISG電機(jī)和TM電機(jī)，通過控制其電流有效值并根據(jù)扭矩MAP圖實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速控制或轉(zhuǎn)矩控制。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)則通過控制節(jié)氣門開度，根據(jù)轉(zhuǎn)速查扭矩MAP圖而獲得輸出扭矩。

2.2 工況設(shè)定

為模擬汽車在不同工況下傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振響應(yīng)，參照車輛實(shí)際行駛過程，設(shè)定系統(tǒng)在40 s內(nèi)完成一次完整工況，包括起動(dòng)、低速運(yùn)行、高速運(yùn)行、制動(dòng)能量回收及停車過程。各工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)、ISG電機(jī)、TM電機(jī)的動(dòng)作如圖2～圖4所示。

3 參數(shù)靈敏度分析

為確定對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行優(yōu)化的設(shè)計(jì)變量，基于傳動(dòng)系統(tǒng)扭振水平對(duì)結(jié)構(gòu)或工況參數(shù)進(jìn)行單參數(shù)和雙參數(shù)靈敏度分析。計(jì)算及分析各組合下系統(tǒng)在40 s內(nèi)的響應(yīng)及其變化，特別是關(guān)注響應(yīng)量最大值隨不同組合的變化情況。

表3、表4為各參數(shù)對(duì)減振器處最大扭轉(zhuǎn)角θ1max、最大扭矩T1max的影響，其中粗體數(shù)字表示有關(guān)參數(shù)在該范圍內(nèi)對(duì)減振器處扭振水平影響較大。

表3 結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響

表4 工況參數(shù)的影響

由表3、表4可以看出，對(duì)減振器θ1max、T1max影響較大的參數(shù)有減振器1級(jí)和2級(jí)剛度、減振器阻尼、ISG電機(jī)輸出力矩。圖5與圖6為θ1max、T1max隨其前兩級(jí)剛度的變化情況。

由圖5和圖6可以看出：

a.減振器1級(jí)和2級(jí)彈簧的剛度增大時(shí)，40 s內(nèi)減振器θ1max減小、T1max會(huì)增大，即降低θ1max和降低T1max彼此矛盾。

b.在高剛度區(qū)域，減振器承受的T1max對(duì)減振器2級(jí)剛度的靈敏度較高；減振器θ1max對(duì)1級(jí)剛度的靈敏度較高。

為降低斷軸位置處的θ1max和T1max，應(yīng)該對(duì)減振器的剛度特性進(jìn)行優(yōu)化，并控制電機(jī)輸出力矩，甚至采用主動(dòng)減振等方式[12,13]。

考慮到增大減振器剛度可能需要增大減振器慣量，進(jìn)而引起系統(tǒng)扭振特性的變化，因此對(duì)減振器盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量進(jìn)行靈敏度分析。根據(jù)系統(tǒng)特點(diǎn)，在0.150～0.225 kg·m2區(qū)間對(duì)慣量進(jìn)行靈敏度分析，經(jīng)計(jì)算發(fā)現(xiàn)在該范圍內(nèi)減振器θ1max、T1max沒有明顯變化，因此在后續(xù)優(yōu)化中假設(shè)減振器盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為常值。

4 減振器設(shè)計(jì)優(yōu)化

4.1 設(shè)計(jì)變量

根據(jù)靈敏度分析結(jié)果，鑒于減振器1級(jí)、2級(jí)剛度對(duì)減振器處的θ1max、T1max影響較大，可選擇減振器前兩級(jí)剛度作為設(shè)計(jì)變量。

4.2 目標(biāo)函數(shù)及約束

鑒于應(yīng)用該傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)型的某混合動(dòng)力客車扭轉(zhuǎn)減振器輸出軸曾發(fā)生斷軸事故，從兩個(gè)不同角度對(duì)減振器進(jìn)行優(yōu)化，一是在保證減振器扭矩不超過許用值的前提下，最大程度地減小θ1max；二是統(tǒng)籌考慮減振器的θ1max、T1max、汽車穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)減振器的扭矩波動(dòng)。

a.最小化θ1max

式中，T1、θ1為減振器扭矩和扭轉(zhuǎn)角；T1stab為減振器穩(wěn)態(tài)扭矩波動(dòng)幅值；P為循環(huán)工況時(shí)間長度。

忽略減振器穩(wěn)態(tài)扭矩波動(dòng)幅值的影響，即不將其作為約束，則得到一個(gè)稍微簡化的優(yōu)化模型：

b.最小化綜合評(píng)價(jià)因數(shù)

式中，下標(biāo)norm代表對(duì)參數(shù)進(jìn)行歸一化處理；v1、v2、v3為各歸一化參數(shù)的權(quán)重；λ為綜合評(píng)價(jià)因數(shù)。

若希望最大程度地減小θ1max，防止減振器扭轉(zhuǎn)角到達(dá)極限扭轉(zhuǎn)角以致沖擊限位裝置，則v1應(yīng)取大；若希望最大程度地減小T1max，防止減振器輸入、輸出軸產(chǎn)生強(qiáng)度破壞，則v2應(yīng)取大；若希望減小減振器穩(wěn)態(tài)扭矩波動(dòng)幅值，則v3應(yīng)取大。

針對(duì)具體問題或傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求，可從3種模型中選擇一種對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器剛度參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。本文采用第1種模型，參數(shù)取值見表5。

表5 優(yōu)化問題中各參數(shù)取值

4.3 優(yōu)化算法及結(jié)果

利用AMESim中的遺傳算法優(yōu)化模塊對(duì)式（1）所示優(yōu)化問題進(jìn)行求解，可得到最優(yōu)設(shè)計(jì)的結(jié)果。經(jīng)過優(yōu)化，扭轉(zhuǎn)減振器1級(jí)剛度為108 N·m/（°），2級(jí)剛度為174 N·m/（°），對(duì)應(yīng)目標(biāo)函數(shù)值為5.03°。對(duì)比優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果與表2中原扭轉(zhuǎn)減振器的剛度參數(shù)可知，優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果相當(dāng)于取消了原1級(jí)彈簧。

傳統(tǒng)汽車上的第1級(jí)彈簧為怠速級(jí)彈簧，其剛度很小，能夠?qū)⑾到y(tǒng)固有頻率壓低到怠速激振頻率以下，抑制怠速時(shí)離合器一變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲。然而1級(jí)彈簧的低剛度使其特性近似于一個(gè)很大的扭轉(zhuǎn)間隙，在汽車行駛工況下，如果減振器的工作扭矩振幅過大或因急加速、急減速而使傳動(dòng)系統(tǒng)突然加載或卸載，傳動(dòng)系統(tǒng)將發(fā)生大振幅回轉(zhuǎn)振動(dòng)并產(chǎn)生沖擊。

該型同軸混聯(lián)混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)無變速器，發(fā)動(dòng)機(jī)與ISG電機(jī)直接相連，一方面變速器的撤銷使得變速器怠速噪聲的問題不再存在，另一方面，ISG電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大，使1級(jí)彈簧剛度增大，但不提高系統(tǒng)固有頻率。因此，該設(shè)計(jì)從原理上講是合理的。

5 優(yōu)化方案的仿真驗(yàn)證

5.1 固有特性計(jì)算

為避免優(yōu)化后的傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生共振，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行固有特性驗(yàn)證。離合器分離時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)成兩個(gè)獨(dú)立的扭振系統(tǒng)，2者與離合器接合時(shí)的傳動(dòng)系統(tǒng)扭振系統(tǒng)不同，因此需要對(duì)3個(gè)系統(tǒng)分別進(jìn)行校核。

針對(duì)前述的3個(gè)扭振系統(tǒng)，在AMESim模型中通過施加正弦掃頻力矩信號(hào)，也可以得到各系統(tǒng)的固有特性。力矩掃頻信號(hào)幅值為1000 N·m，頻率范圍為0～800 Hz。圖7為k1=174 N·m/（°）、k2=457 N·m/（°）時(shí)系統(tǒng)的頻響曲線，頻響曲線峰值點(diǎn)的縱坐標(biāo)對(duì)應(yīng)該自由度的振幅。

5.2 共振可能性分析

所研究系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)為6缸機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速為650 r/min。因此，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)主要為3階、6階和9階，對(duì)應(yīng)頻率分別為32.5 Hz、65.0 Hz、97.5 Hz，這些激勵(lì)頻率遠(yuǎn)離固有頻率，因此汽車在怠速狀態(tài)（帶載或不帶載）或高于怠速運(yùn)行時(shí)都不會(huì)發(fā)生共振。離合器分離后，系統(tǒng)有35Hz的固有振動(dòng)，但是發(fā)動(dòng)機(jī)的激振扭矩傳遞不到離合器后端，也無共振情況發(fā)生。發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)時(shí)不可避免會(huì)越過共振頻率，但穿越的時(shí)間較短，影響較小。綜合各工況系統(tǒng)特性，可知優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果有效。

5.3 時(shí)域響應(yīng)校核

將優(yōu)化后的減振器剛度特性放入模型中進(jìn)行響應(yīng)計(jì)算，并與之前的響應(yīng)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖8～圖11所示。表6統(tǒng)計(jì)了應(yīng)用優(yōu)化減振器前、后各重要指標(biāo)的變化情況。可知，優(yōu)化后減振器處的扭振響應(yīng)得到很大程度的改善，同時(shí)離合器處的扭振響應(yīng)也得到一定改善。

表6 應(yīng)用優(yōu)化減振器前、后各評(píng)價(jià)指標(biāo)統(tǒng)計(jì)

6 結(jié)束語

以某混合動(dòng)力客車傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立和完善了包含起動(dòng)、低速運(yùn)行、高速運(yùn)行、制動(dòng)能量回收、停車等工況的傳動(dòng)系統(tǒng)扭振力學(xué)及控制模型，據(jù)此計(jì)算了全工況下系統(tǒng)的扭振響應(yīng)，并進(jìn)行參數(shù)靈敏度分析。在此基礎(chǔ)上，定義設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)和約束，對(duì)減振器參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。計(jì)算結(jié)果顯示該方法達(dá)到了預(yù)期效果。

1 呂振華，馮振東.汽車離合器扭振減振器設(shè)計(jì)方法探討.汽車工程,1992（4）:218～223.

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9 王凱，于海生，鄒良，等.混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)系統(tǒng)統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速優(yōu)化分析.汽車技術(shù),2013（7）：1～4.

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13 Kou Y S,Weslati F.Development of a Hybrid Powertrain Active Damping Control System via Sliding Mode Control Scheme_2013-01-0486.2013.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年2月27日。

Parameter Optimization on the Torsional Vibration Damper in the Drive Line of a Hybrid Electric Bus

Yan Minggang1,Hou Zhichao1,Yang Fuyuan1,Yu Ping2,Ye Xiao2
（1.Tsinghua University;2.Jing-Jin Electric Technologies(Beijing)Co.,Ltd）

With drive line of a series-parallel hybrid electric bus as research object,a torsional vibration mechanics &control model is built with software AMESim,and a vehicle operation process incorporating various operating conditions is designed to calculate the torsional vibration responses of the drive line in those operating conditions.Through response sensitivity analysis,the main factors affecting torsional vibration of critical system components are derived.The stiffness parameters of the vibration damper in the drive line are optimized with the maximum twist angle of the dampers as the objective function.The natural characteristics of the optimized drive line is calculated separately under various operational modes,which are used for resonance check with excitation signals.The torsional vibration response of the optimized system after is compared with that without optimization,which shows that the expected vibration damping effect is achieved with this optimization.

Hybrid electric bus,Drive line,Damper,Parameter optimization

混合動(dòng)力客車 傳動(dòng)系統(tǒng) 減振器 參數(shù)優(yōu)化

U463.2

A

1000-3703（2015）08-0001-05

本項(xiàng)目由汽車安全與節(jié)能國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主課題（ZZ2014-082）資助。