微車FR型傳動系扭振中的驅(qū)動軸優(yōu)化

康 強，何森東，李洪亮，吳昱東

(1.上汽通用五菱股份有限公司，廣西 柳州 545007，2中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300;3.西南交通大學 振動噪聲研究所，四川 成都 610031)*

0 引言

隨著人民生活水平提高以及汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車NVH問題研究已經(jīng)成為當前的熱點，其中，動力傳動系統(tǒng)扭振是造成汽車NVH問題的重要因素之一［1-2］.針對此類問題的治理措施有很多種，按照治理目標可以分為對振動源的治理、對振動傳遞路徑的治理以及對噪聲及振動接收對象的保護.驅(qū)動軸為動力傳動系扭振傳遞路徑的主要部件之一，對其進行合理的匹配優(yōu)化，可有效調(diào)整傳動系的扭振固有特性，避免共振的產(chǎn)生.

本文針對某FR微車由動力傳動系扭振引致的低速車內(nèi)噪聲與振動問題，建立了該車動力傳動系的扭振當量計算模型［3-4］，通過扭振當量模型分析了驅(qū)動軸的結(jié)構(gòu)及剛度對傳動系扭振固有特性的影響，實現(xiàn)驅(qū)動軸的匹配設計，并最終從計算分析及測試分析對驅(qū)動軸的優(yōu)化后效果進行了驗證.

1 問題描述

某FR微車，由于動力傳動系在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時(轉(zhuǎn)速在1 000～1 500 r/m之間)扭振劇烈，引起車內(nèi)較大的噪聲與振動(車內(nèi)振動與噪聲測試結(jié)果如圖1所示)，嚴重影響車輛的乘坐舒適性.

對其動力傳動系進行扭振測試后發(fā)現(xiàn)［5-6］，該車在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時，動力傳動系扭振非常劇烈，且在1 100、1 500 r/m附近存在峰值.

圖2為動力傳動系扭振測試結(jié)果，從圖中可以看出，該車動力傳動系在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時扭振較大，并造成了嚴重的車內(nèi)噪聲與振動問題，必須對其進行治理.

圖2 動力傳動系扭振測試結(jié)果

2 驅(qū)動半軸剛度對傳動系扭振頻率影響分析

2.1 扭振模態(tài)數(shù)學模型

根據(jù)傳動系統(tǒng)的力學模型，由達朗貝爾原理，利用拉格朗日方程，建立動力傳動系n個集中質(zhì)量的運動方程，其矩陣形式為:

此即無阻尼固有振動的特征方程.系統(tǒng)的第j階固有頻率λj和特征向量φj滿足實模態(tài)線性廣義特征值方程:

由式(3)可解得系統(tǒng)的固頻率λj和相應的實模態(tài)振型 φj.

2.2 動力傳動系扭振當量模型建立

由于汽車動力傳動系統(tǒng)是一個非常復雜的多體系統(tǒng)，為重點分析汽車傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，在進行計算分析時，將其實際結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)換成一個由有剛度無轉(zhuǎn)動慣量的軸段以及有轉(zhuǎn)動慣量無剛度的慣量盤構(gòu)成的多自由度系統(tǒng)，即實際傳動系的扭振當量系統(tǒng).

根據(jù)該FR微車的動力傳動系及其將使用的雙質(zhì)量飛輪的初設參數(shù)，如圖3所示建立該車動力傳動系的扭振當量計算模型.通過該模型，可以計算獲取動力傳動系的扭振模態(tài)信息以及在發(fā)動機激勵下動力傳動系的扭振響應.

圖3 動力傳動系扭振當量模型結(jié)構(gòu)示意圖

2.3 動力傳動系各檔位自由振動計算結(jié)果

本文主要應用動力傳動系扭振當量計算模型，及時各檔位下傳動系自由振動扭振模態(tài)頻率如表1.

表1 動力傳動系扭振模態(tài)頻率

由動力傳動系扭振當量模型自由振動計算結(jié)果可以看出:所有檔位都存在一個頻率為37 Hz左右的扭振模態(tài)(第4階);針對第5階模態(tài)頻率，1 檔為68.8 Hz，2 檔為61.8 Hz，3、4、5 檔都在50 Hz附近.這兩階扭振模態(tài)最容易在關(guān)注轉(zhuǎn)速(發(fā)動機1000～1500 r/m)內(nèi)被激發(fā)，而引起車內(nèi)的噪聲與振動問題.

2.4 驅(qū)動半軸剛度與動力傳動系扭振模態(tài)頻率計算

為使第4階模態(tài)頻率盡量遠離敏感頻段，可對驅(qū)動半軸的剛度進行增強或減弱.利用動力傳動系扭振當量模型進行計算，得到動力傳動系第4階、第5階扭振模態(tài)頻率隨驅(qū)動半軸剛度的變化如圖4所示，為清晰顯示，圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

圖4 各檔位4、5階扭振模態(tài)頻率隨半軸扭振剛度變化曲線

由計算結(jié)果可見:各檔位下4、5階扭振模態(tài)頻率與半軸剛度成正比，特別5檔第5階對半軸剛度變化尤其敏感.

2.5 動力傳動系扭振模態(tài)頻率與驅(qū)動半軸結(jié)構(gòu)尺寸的關(guān)系

由于驅(qū)動半軸的長度由輪距決定，其長度變化范圍極其有限，故主要通過軸徑、截面形狀的設計來改變其扭轉(zhuǎn)剛度.具體設計方案分為兩種，一種是使用實心軸，通過軸徑的設計來改變其扭轉(zhuǎn)剛度;另一種是空心軸管，通過軸管內(nèi)外徑設計來改變半軸扭轉(zhuǎn)剛度.

實心軸直徑變化各檔位4、5階扭振模態(tài)頻率變化如圖5所示.隨著直徑增加，模態(tài)頻率也不斷增高.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

空心軸管內(nèi)徑變化各檔位4、5階扭振模態(tài)變化如圖6所示(軸管外徑31 mm)，隨空心半軸內(nèi)徑增加，其模態(tài)頻率不斷降低.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

3 驅(qū)動軸優(yōu)化方案減振效果

3.1 基于扭振當量模型的計算對比分析

綜合以上分析結(jié)果，結(jié)合工程應用環(huán)境，對驅(qū)動軸剛度進行調(diào)整，主要為增加剛度及降低剛度兩個方向，并代入當量模型中進行扭振自由振動及強迫振動計算分析，并將其分析結(jié)果與原車狀態(tài)進行對比.

從表2中可以看出，增加扭轉(zhuǎn)剛度方案，剛度提高33%，第4、5階模態(tài)頻率提高4～5 Hz.降低扭振剛度方案，剛度降低約33%，第4階模態(tài)頻率降低3 Hz、第5階模態(tài)頻率降低4～8 Hz.

表2 扭振模態(tài)頻率計算結(jié)果

3.2 車內(nèi)噪聲與振動測試對比分析

根據(jù)驅(qū)動軸設計參數(shù)進行試制安裝，并對驅(qū)動軸剛度增加與降低前后車內(nèi)的噪聲與振動進行測試對比分析.以3檔全油門加速工況測試結(jié)果進行對比，其余各檔位測試結(jié)果與此類似.

圖7 車內(nèi)噪聲與振動測試對比

由圖7可以看出，應用驅(qū)動軸調(diào)整方案后，無論其扭轉(zhuǎn)剛度增大或降低，車內(nèi)噪聲峰值1100 r/m左右均可有效降低6 dB(A)左右，車內(nèi)振動在1000～1 500 r/m區(qū)間也有較大的降低.1 500 r/m左右峰值，車內(nèi)前排座椅處噪聲降低3～4 dB(A)，但后排座椅處噪聲有所增大，分析可能原因為第5階扭振模態(tài)變化后與后部車身局部模態(tài)引起共振.總體來說與原車狀態(tài)相比，增大或降低驅(qū)動軸扭轉(zhuǎn)剛度，車內(nèi)噪聲與振動隨轉(zhuǎn)速變化相對平緩，整車NVH性能有極大的提升，考慮軸系結(jié)構(gòu)強度問題，最終采用軸管增大方案.

4 結(jié)論

(1)基于動力傳動系扭振當量計算模型，分析了驅(qū)動軸扭轉(zhuǎn)剛度及結(jié)構(gòu)設計對傳動系扭轉(zhuǎn)頻率的影響，為驅(qū)動軸與整車匹配的工程設計應用提供了參考;

(2)提出了對驅(qū)動軸優(yōu)化進行軸系扭振控制的方法，首先明確問題原因，然后建立動力傳動系扭振當量模型，運用CAE手段進行驅(qū)動軸的匹配分析，確定其設計參數(shù)，最后進行試制與實車的效果驗證.

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