某前置后驅(qū)乘用車傳動(dòng)系扭振模態(tài)理論計(jì)算及試驗(yàn)測(cè)試

康強(qiáng)吳昱東鄧江華何森東

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司；2.西南交通大學(xué)；3.中國汽車技術(shù)研究中心）

某前置后驅(qū)乘用車傳動(dòng)系扭振模態(tài)理論計(jì)算及試驗(yàn)測(cè)試

康強(qiáng)1吳昱東2鄧江華3何森東3

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司；2.西南交通大學(xué)；3.中國汽車技術(shù)研究中心）

針對(duì)某前置后驅(qū)乘用車在一定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲的現(xiàn)象，建立了該車傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振理論計(jì)算模型，獲取了傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振模態(tài)信息。進(jìn)行了該車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算分析與扭振測(cè)試，驗(yàn)證了理論計(jì)算的準(zhǔn)確性，并明確了該車低速轟鳴聲是由傳動(dòng)系統(tǒng)扭振導(dǎo)致，進(jìn)而可采取相關(guān)措施降低扭振幅值，避免低速車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生。

1 前言

前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)一般由發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、傳動(dòng)軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件都具有一定的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及扭轉(zhuǎn)剛度，共同形成了一個(gè)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng),有著自身的固有振動(dòng)特性。車輛在行駛過程中,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的波動(dòng)、傳動(dòng)部件之間的沖擊力、行駛阻力等會(huì)使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng),甚至出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象。傳動(dòng)系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲（頻率為40～120 Hz[1,2]）通常由后橋主減速器處的扭振過大引起，強(qiáng)烈的扭振會(huì)使后橋發(fā)生俯仰和側(cè)傾，進(jìn)而導(dǎo)致主減速器安裝點(diǎn)產(chǎn)生很大的動(dòng)態(tài)力，根據(jù)主減速器安裝方式的不同，這些力通過副車架或直接作用到車身上。通過合理調(diào)整傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)分布，使其避開發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)激勵(lì)敏感的轉(zhuǎn)速及避開后橋及懸架的關(guān)鍵模態(tài)，有利于降低扭振導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲。相對(duì)于前置前驅(qū)汽車，前置后驅(qū)汽車車內(nèi)噪聲對(duì)傳動(dòng)系扭振更敏感，尤其在高擋位、低速下會(huì)產(chǎn)生很大的振動(dòng)和轟鳴聲[3,4]。因此，本文針對(duì)某前置后驅(qū)汽車車內(nèi)轟鳴聲的問題，建立了其傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型，并通過扭振測(cè)試確認(rèn)模態(tài)計(jì)算的準(zhǔn)確性及車內(nèi)轟鳴聲的來源。

2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型的建立

以某前置后驅(qū)汽車為試驗(yàn)車型，其不同擋位、全油門加速工況下測(cè)試得到的前排和后排總聲壓級(jí)如圖1所示。由圖1可看出，試驗(yàn)車在3擋、4擋和5擋下行駛時(shí)，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約為1 200 r/min及1 500 r/min時(shí)均存在強(qiáng)烈的轟鳴聲，尤其當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，車內(nèi)噪聲主觀評(píng)價(jià)異常差。經(jīng)分析可知，車內(nèi)轟鳴聲主要由2階噪聲貢獻(xiàn)，并且根據(jù)經(jīng)驗(yàn)判斷是由于傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振引起。

式中，[I]、[C]、[K]、{θ}、{M}分別為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)阻尼、扭轉(zhuǎn)剛度、扭轉(zhuǎn)角向量、激勵(lì)力矩向量。

對(duì)于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的研究一般包含自由振動(dòng)分析計(jì)算和強(qiáng)迫振動(dòng)分析計(jì)算2部分。自由振動(dòng)分析計(jì)算即式（1）右側(cè)激勵(lì)力矩矩陣為{0}，主要目的是確定系統(tǒng)自身的固有頻率和振型；強(qiáng)迫扭振則是計(jì)算軸系在干擾力矩作用下的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)幅值，當(dāng)外界干擾力矩的頻率等于或接近系統(tǒng)固有頻率，且干擾力矩與扭振角位移相位相同時(shí)便發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，此時(shí)干擾力矩向系統(tǒng)輸入的能量最大。

根據(jù)試驗(yàn)車傳動(dòng)系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)及參數(shù)，將發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸到車輪的整個(gè)傳動(dòng)系等效為17個(gè)自由度的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，圖2為3擋對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型。由于位于離合器后側(cè)的軸系運(yùn)轉(zhuǎn)速度隨變速器擋位的改變而不同，且變速器內(nèi)部不同擋位的齒輪嚙合位置也不同，故需按照不同擋位分別建立1擋～5擋的傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型。整個(gè)系統(tǒng)以曲軸轉(zhuǎn)速為基準(zhǔn)，將各參數(shù)按傳動(dòng)比進(jìn)行轉(zhuǎn)換。其中3擋時(shí)各扭振元件等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度如表1所列。

對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振特性的研究多采用分布質(zhì)量或集中質(zhì)量模型。分布質(zhì)量模型計(jì)算精度高但更耗時(shí)[5]。為此，采用多自由度的彈簧集中質(zhì)量模型，即根據(jù)系統(tǒng)動(dòng)能和勢(shì)能保持不變的原則，將其簡化為無彈性的慣性盤和無質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量系統(tǒng)，建立相應(yīng)的力學(xué)模型和數(shù)學(xué)模型[6]。與其它模型相比，當(dāng)量模型具有參數(shù)關(guān)系清楚、計(jì)算簡單的優(yōu)點(diǎn)，其動(dòng)力學(xué)方程為：

表1 3擋下各扭振元件等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及扭轉(zhuǎn)剛度

3 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)計(jì)算結(jié)果

通過計(jì)算得到變速器各擋位下傳動(dòng)系統(tǒng)自由扭振模態(tài)如表2所列。

表2傳動(dòng)系扭振模態(tài) Hz

由表2可知，傳動(dòng)系統(tǒng)第1階、第2階模態(tài)頻率較低，容易誘發(fā)車輛的顫振；在3擋、4擋和5擋時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)第3階、第4階、第5階模態(tài)頻率對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)第2階共振轉(zhuǎn)速在800 r/min（26.7×2/60）～1 626 r/min（54.2×2/ 60）之間，屬常用轉(zhuǎn)速范圍，容易誘發(fā)傳動(dòng)系統(tǒng)共振，尤其是第4階、第5階對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約為1 200 r/min（36.9×2/60）和1 500 r/min（52.5×2/60），這兩階扭振模態(tài)最容易在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速（1 000～1 500 r/min）時(shí)被激發(fā)，從而引起車內(nèi)噪聲與振動(dòng)。

圖3為CN112傳動(dòng)系統(tǒng)扭振第4階與第5階模態(tài)的振型，由圖3可看出，傳動(dòng)系統(tǒng)第4階扭振模態(tài)節(jié)點(diǎn)位置位于離合器與驅(qū)動(dòng)半軸處，車輪為振幅最大位置；第5階扭振模態(tài)節(jié)點(diǎn)也位于離合器與驅(qū)動(dòng)半軸處，變速器及傳動(dòng)軸為振幅最大位置。

4 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振角理論計(jì)算及測(cè)試

汽車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的激勵(lì)源較多，包括發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭矩波動(dòng)、萬向節(jié)非等速傳動(dòng)導(dǎo)致的傳動(dòng)軸非線性扭振、萬向節(jié)傳動(dòng)輸出軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)激起的主減速器扭振、主減速器齒輪副嚙合誤差的主諧量、干摩擦式離合器在接合過程中的不均勻性、路面的隨機(jī)性（或周期性）變化以及汽車驅(qū)動(dòng)輪的不平衡等，其中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭矩波動(dòng)是扭振的主要激勵(lì)源[7]，因此，本文只考慮發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)因素。

將發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力載入建立的扭振當(dāng)量模型中進(jìn)行扭振強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算，獲得的主減速器輸入端在各擋位下全油門加速的扭振響應(yīng)如圖4所示。從圖4可看出，傳動(dòng)系統(tǒng)扭振角位移及扭矩波動(dòng)幅值基本表現(xiàn)為低轉(zhuǎn)速時(shí)幅值大、隨轉(zhuǎn)速升高幅值呈逐漸減小的趨勢(shì)，但是在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min（4擋、5擋）時(shí)出現(xiàn)明顯峰值，進(jìn)而導(dǎo)致高擋位（4擋、5擋）、低速（約1 500 r/min）下車內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的轟鳴聲。

為驗(yàn)證扭振計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，在整車轉(zhuǎn)鼓上對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振進(jìn)行實(shí)車測(cè)試。試驗(yàn)采用磁電式傳感器，分別測(cè)量飛輪啟動(dòng)齒圈、變速器輸入軸齒輪、傳動(dòng)軸輸入端和主減速器輸入端的扭振角速度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，測(cè)量位置如圖5所示。

在全油門加速工況下，3擋～5擋時(shí)的傳動(dòng)系統(tǒng)扭振角速度測(cè)試結(jié)果如圖6所示。由圖6可看出，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約為1 500 r/min和1 200 r/min時(shí)，不同擋位下扭振角速度出現(xiàn)強(qiáng)烈扭振峰值，分別對(duì)應(yīng)傳動(dòng)系統(tǒng)第5階和第4階扭振模態(tài)，進(jìn)一步說明所建立的扭振模型的正確性。后續(xù)可以利用該模型研究影響扭振模態(tài)的主要影響因素及將扭振幅值降低的有效措施。

5 結(jié)束語

建立了某車型傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振理論計(jì)算模型，進(jìn)行了傳動(dòng)系統(tǒng)扭振理論計(jì)算及扭振測(cè)試，驗(yàn)證了理論計(jì)算的準(zhǔn)確性，明確了該車低速轟鳴聲是由傳動(dòng)系統(tǒng)扭振所導(dǎo)致，同時(shí)表明利用集中質(zhì)量模型并獲得正確的傳動(dòng)系統(tǒng)剛度和慣量參數(shù)，可以較準(zhǔn)確地計(jì)算出傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振模態(tài)。后續(xù)可以利用該扭振模型研究影響扭振模態(tài)的主要因素，將扭振主要模態(tài)移出敏感范圍及采取相關(guān)措施降低扭振幅值。

1 Thomas Wellmann and Kiran Govindswamy.Aspects of driveline integration for optimized Vehicle NVH character?istics.SAE2007-01-2246.

2 Sung-Hwan Shin,Jeong-Guon Ih,Takeo Hashimoto, Shigeko Hatano.Sound quality evaluation of the booming sensation for passenger cars.Applied Acoustics.2009,70: 309-320.

3 Nobutaka Tsujiuchi,Takayuki Koizumi,Takuya Nagao.Vi?bration Transmission Analysis of Automotive Body for Re?duction of Booming Noise.SAE2011-01:1283-1289.

4 趙騫，鄧江華，王海洋.傳動(dòng)系部件扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)后驅(qū)傳動(dòng)系扭振模態(tài)的影響.噪聲與振動(dòng)控制.2011（5）:49～52.

5 章春軍.汽車傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)研究與實(shí)驗(yàn)：[學(xué)位論文].成都：西南交通大學(xué),2011.

6 何煦.某型轎車傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的研究：[學(xué)位論文].上海：上海交通大學(xué),2008.

7 呂振華，馮振東，程維娜，等.汽車傳動(dòng)系扭振噪聲的發(fā)生機(jī)理及控制方法述評(píng).汽車技術(shù).1993（2）:1～4.

（責(zé)任編輯文 楫）

修改稿收到日期為2014年10月9日。

Theoretical Modal Analysis and Experimental Test of Torsional Vibration for a FR Passenger Car Drivetrain

Kang Qiang1,Wu Yudong2,Deng Jianghua3,He Sendong3
（1.SAIC-GM Wuling Automobile Co.,Ltd;2.Southwest Jiaotong University; 3.China Automotive Technology&Research Center）

To research the interior booming noise of a FR car occurring in a certain engine speed range,we build a theoretical model for drivetrain torsional vibration and obtain torsional vibration modal information.Then by means of forced vibration analysis and torsional vibration test,the accuracy of the theoretical calculation is verified.It is shown that the low speed booming noise of the car is caused by the torsional vibration of the drivetrain,therefore corresponding measures can be adopted to reduce amplitude of torsional vibration,and thus avoid low speed interior booming noise.

Passenger car,Interior noise,Drivetrain,Torsional vibration modal,Test

乘用車 車內(nèi)噪聲 傳動(dòng)系統(tǒng) 扭振模態(tài) 試驗(yàn)

U463.2

A

1000-3703（2015）01-0040-04