前置后驅(qū)傳動系統(tǒng)與驅(qū)動橋的耦合振動研究

劉廣輝魯統(tǒng)利康 強

（

1.上海交通大學(xué)汽車工程研究院底盤所，上海200240；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州545000）

前置后驅(qū)傳動系統(tǒng)與驅(qū)動橋的耦合振動研究

劉廣輝1魯統(tǒng)利1康 強2

（

1.上海交通大學(xué)汽車工程研究院底盤所，上海200240；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州545000）

某前置后驅(qū)車型在急加速工況下出現(xiàn)后橋振動劇烈和車內(nèi)噪聲強烈的現(xiàn)象，振動和噪聲的頻譜分析中對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速的二階及四階量為主要量。為研究該型振動的激勵及產(chǎn)生機理，探究改善該車型急加速下的振動噪聲性能的方法，建立了包括傳動系統(tǒng)、后懸架、整體式后橋等在內(nèi)的車輛多體動力學(xué)模型，分析了傳動系統(tǒng)振動和后橋振動的耦合機制，發(fā)現(xiàn)該車型傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動會激發(fā)整體式后橋的俯仰振動，并對兩種改良方案進行了仿真驗證。

前置后驅(qū) 整體式后橋 傳動系統(tǒng) 耦合振動

0 引言

前置后驅(qū)布置形式以其整車布置方便、研發(fā)成本低、動力性較好的優(yōu)點成為當(dāng)前暢銷多用途車（MPV）及部分運動型多用途車（SUV）的常見布置形式，并獲得了相當(dāng)?shù)氖袌龇蓊~。但是由于該布置形式需要將動力由前軸向后軸傳遞，傳動軸多為分段式布置，且一般配合整體式后橋，易出現(xiàn)后橋振動，進而激發(fā)車身振動及車內(nèi)噪聲［1］，降低整車NVH性能，給車內(nèi)成員帶來不舒適感，直接影響消費者對車輛的整體評價及購買意愿。為改善該布置形式的NVH性能，需要探究該類型車的后橋振動機理，找出激發(fā)后橋振動的各種因素并分析其振動傳遞路徑，研究如何優(yōu)化該布置形式的傳動系統(tǒng)、整體式后橋及后懸架的整體匹配設(shè)計。

國內(nèi)外對前置后驅(qū)傳動系統(tǒng)NVH性能的研究大多集中在系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動、傳動軸傳動不平穩(wěn)、主減速器齒輪系統(tǒng)激發(fā)后橋橋殼柔性模態(tài)等方面［2-3］，對傳動系統(tǒng)與整體式后橋-后懸架耦合振動的研究較少。其中國外的相關(guān)研究多一些［4-5］，一般是建立傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型、輪胎模型和二自由度的車身模型，從傳動軸布置角度、懸架剛度、阻尼等方面進行傳動系統(tǒng)和懸架耦合振動的研究。

多體動力學(xué)是研究車輛復(fù)雜多體系統(tǒng)振動噪聲問題的重要手段之一，通過虛擬樣機的建?？赡M實車振動產(chǎn)生傳遞的機制，再現(xiàn)振動從激勵源到激發(fā)車身振動的傳遞過程，分析共振及耦合振動模態(tài)，結(jié)合試驗分析，對傳動軸設(shè)計、后懸架零部件特性進行優(yōu)化、改進，進而解決相關(guān)車型的振動噪聲問題。

1 驅(qū)動后橋振動特性測試及分析

某暢銷前置后驅(qū)車型受到消費者關(guān)于急加速工況下后橋振動噪聲的較多抱怨，于是對其進行了三、四、五擋的急加速整車NVH性能測試，具體測試項目包括車內(nèi)前中后排噪聲、車內(nèi)地板（座椅導(dǎo)軌處）前中后排振動加速度、后橋振動加速度、后懸架主要硬點振動加速度、傳動軸扭矩等，部分測試傳感器布置如圖1所示。

圖1 實車測試部分傳感器布置圖Fig.1 Sensor Locations of Vehicle Test

測試過程中發(fā)現(xiàn)，該車型在急加速工況下車內(nèi)后部噪聲急劇增大。對測試結(jié)果進行分析，發(fā)現(xiàn)三個擋位下各測試結(jié)果表現(xiàn)特征基本一致，現(xiàn)以四擋測試數(shù)據(jù)進行具體分析：圖2為車內(nèi)前、中、后排噪聲聲壓級對比，明顯可見車廂后部噪聲最強；圖3為車內(nèi)地板振動測試結(jié)果，可見車廂后部振動最強；圖4和圖5為對車內(nèi)噪聲振動測試結(jié)果進行頻譜分析［6］，可見其頻率成分以對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階、四階量為主，且按后部、中部、前部的順序依次減弱。

圖2 車內(nèi)聲壓對比Fig.2 Contrast of Noise Pressue Levels in the Cabin

圖3 車內(nèi)地板振動加速度對比Fig.3 Contrast of Floor Vibration Acceleration

圖4 車內(nèi)前、中、后排的噪聲頻譜分析及對比Fig.4 Spectrum Analysis and Contrast of Noise in the Cabin

圖5 車內(nèi)前、中、后排座椅導(dǎo)軌振動加速度的頻譜分析及對比Fig.5 Spectrum Analysis and Contrast of Floor Vibration Accelerations

對后橋主減速器前后端的各項振動加速度進行能量對比，如圖6所示，主減速器前端垂向的振動是能量最高的，其次是主減速器后端的縱向振動，再者是主減速器前端的縱向振動，且該三種振動表現(xiàn)出一致的變化趨勢。將該三種最強的振動標(biāo)識于后橋簡圖上，如圖7所示，主減速器前端垂向振動和主減速器后端的縱向運動構(gòu)成了后橋俯仰振動的主要成分，且主減速器前端的縱向振動也是后橋俯仰振動的一個矢量分量，由此認為后橋表現(xiàn)出明顯的俯仰振動。限于試驗條件，無法對主減速器的俯仰振動進行測量，需要進一步通過仿真進行驗證分析。

圖6 后橋橋殼振動加速度能量分析Fig.6 Vibration Accelerations Contrast of Driving Axle Housing

圖7 后橋振動加速度分析Fig.7 Analysis of Driving Axle’s Vibration

圖8為對后橋振動加速度進行的頻譜分析，其主要成分也表現(xiàn)出明顯的對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階、四階的現(xiàn)象，與車內(nèi)振動噪聲特征一致，說明后橋振動通過懸架作用于車身，激發(fā)了車內(nèi)噪聲［3］。

圖8 整體式后橋縱向振動頻譜分析Fig.8 Spectrum of Driving Axle’s Longitudinal Acceleration

2 傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動建模及分析

2.1 傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動特性建模

傳動系統(tǒng)作用于整車的振動主要體現(xiàn)為兩個方面，一是扭轉(zhuǎn)振動，一是通過懸置、軸承等傳遞至車身的振動。一般認為扭轉(zhuǎn)振動是傳動系統(tǒng)振動的激勵源，故首先建立了傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動集中質(zhì)量模型，其中發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、減速器、驅(qū)動半軸、輪胎等使用集中質(zhì)量模型，車身的平動慣量等效為集中轉(zhuǎn)動慣量，離合器柔性部分、各部件之間施加等效扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，傳動軸和驅(qū)動半軸的扭轉(zhuǎn)剛度也考慮在內(nèi)。

利用AMESim搭建了系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模型如圖9所示。

圖9 系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動動力學(xué)模型及受迫振動聯(lián)合仿真模型Fig.9 Torsional Dynamic Model and Forced Vibration Model

其中動力學(xué)模型參數(shù)主要包括轉(zhuǎn)動慣量、扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼及速比參數(shù)。為了最大限度再現(xiàn)實車情況，轉(zhuǎn)動慣量根據(jù)各部分零部件的三維數(shù)模在UG軟件中直接求解，離合器剛度曲線由離合器設(shè)計圖紙獲得，傳動軸和驅(qū)動半軸的剛度由材料力學(xué)軸的剛度計算公式進行求解，并利用有限元軟件Abqus進行修正。

模型中的聯(lián)合仿真控制部分，是為了和Matlab進行聯(lián)合仿真所設(shè)置的接口模塊，其中動力學(xué)模型輸入到Simulink中的參數(shù)是發(fā)動機的轉(zhuǎn)動角位置，由Simulink返回給動力學(xué)模型的是發(fā)動機扭矩。

作為傳動系統(tǒng)最主要的激勵源，發(fā)動機的振動主要來自氣缸內(nèi)周期變化的氣缸爆發(fā)壓力和曲柄連桿機構(gòu)旋轉(zhuǎn)運動的不均衡慣性力，其中氣缸爆發(fā)壓力所造成的發(fā)動機扭矩波動更為劇烈。為了更好的模擬發(fā)動機扭矩波動，系統(tǒng)所施加的激勵為根據(jù)發(fā)動機曲軸位移所施加的驅(qū)動扭矩，具體實施方法為基于發(fā)動機氣缸爆發(fā)壓力曲線，對每一時刻的發(fā)動機角位移進行求解，得到所在位移處的氣缸爆發(fā)壓力，結(jié)合曲柄機構(gòu)的位置求解發(fā)動機力矩。

2.2 扭轉(zhuǎn)振動模型仿真分析

對系統(tǒng)施加扭振受迫振動后，取主減速器處的扭轉(zhuǎn)振動加速度進行時頻分析，結(jié)果如圖10所示，主要體現(xiàn)為38.07、59.8、238.9三個固有頻率的振動，二階、四階所對應(yīng)的振動能量較弱。由此認為，系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動不是引發(fā)后橋部位較為劇烈的發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階、四階振動的主要原因。故需要建立系統(tǒng)的多體動力學(xué)模型來探究扭轉(zhuǎn)振動以外的其他振動對該車型后橋振動的影響。

圖10 主減速器扭轉(zhuǎn)振動加速度頻譜分析Fig.10 Spectrum of Final Drive’s Torsional Acceleration

3 傳動系與后橋耦合振動仿真分析

3.1 模型搭建

在Adams中建立了包括傳動系統(tǒng)、整體式后橋、懸架系統(tǒng)、輪胎模型和車身簡化模型在內(nèi)的多體動力學(xué)模型：其中車身使用了簡化的慣性質(zhì)量；發(fā)動機和變速箱等效為動力總成單元，通過懸置力元連接于車身上；發(fā)動機和離合器的等效轉(zhuǎn)動模型通過旋轉(zhuǎn)副建立在動力總成等效單元上；兩段傳動軸、主減速器主從動齒輪、兩個驅(qū)動半軸通過三維數(shù)模導(dǎo)入；懸架桿系通過車輛實際硬點位置及零件慣性參數(shù)建立；懸架彈簧、減振器、傳動軸中間支撐、各處連接襯套等均根據(jù)實際測試數(shù)據(jù)建立相應(yīng)的力元；輪胎模型考慮了輪胎縱向、垂向、橫向的柔性［7］，并將車輛行駛阻力、加速慣性力［7］等施加于輪胎上；車輛平動慣量同樣通過等效為轉(zhuǎn)動慣量的方式附加于兩側(cè)驅(qū)動后輪。其中傳動軸模型使用的是基于Adams／Flex的柔性體模型。

圖11 多體動力學(xué)模型Fig.11 Multi-Body System Model

3.2 仿真結(jié)果分析對比

首先對主減速器前端及后端的各向加速度進行了能量對比，如圖12所示，與測試所得到的各加速度能量變化基本一致，也表現(xiàn)出前端垂向、后端縱向和前端縱向三者較強的特征。

圖12 主減速器前端、后端振動加速度能量分析Fig.12 Contrast of Final Drive’s Acceleration

取后橋主減速器部位的縱向振動加速度進行頻譜分析，如圖13所示，與圖8所示的實車測試后橋縱向振動進行對比，其頻域特征表現(xiàn)出高度的一致性。

圖13 后橋縱向振動頻譜分析Fig.13 Spectrum of Driving Axle’s Longitudinal Acceleration

傳動軸的振動是引發(fā)后橋振動的一個主要原因［8］，但是對于本文所研究的車型而言，傳動軸的扭轉(zhuǎn)振動加速度的頻域成分（圖14）除了發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階、四階量以外，仍含有較強六階、八階、十階等分量，與后橋振動的主要階次表現(xiàn)不一致，可認為第二段傳動軸對后橋的作用不是引發(fā)后橋振動的主要因素。

圖14 第二段傳動軸的扭轉(zhuǎn)振動加速度頻譜分析Fig.14 Spectrum of Driving Shaft’s Torsional Acceleration

但是對第二段傳動軸各向加速度的能量進行對比分析（圖15）發(fā)現(xiàn)，傳動軸的垂向振動較為強烈，依圖7可知該振動所在方向與主減速器俯仰振動的方向是一致的。

對傳動軸垂向振動進行頻譜分析，如圖16所示，可看到其頻率成分主要表現(xiàn)為二階和四階以及較弱的六階，而且從強度來講，六階成分的振動強度要比二階和四階小的多。與傳動軸扭轉(zhuǎn)振動的頻譜分析對比，可見其中六階、八階、十階的振動分量要小很多，傳動軸的垂向振動表現(xiàn)出與后橋俯仰振動耦合的特征，二階、四階的成分得到了強化。

圖15 第二段傳動軸三向振動加速度能量對比Fig.15 Contrast of Driving Shaft’s Acceleration

圖16 第二段傳動軸垂向振動加速度的頻譜分析Fig.16 Spectrum of Driving Shaft’s Vertical Acceleration

由實車測試和仿真可以確定主減速器前端的垂向加速度在后橋的各向振動中都表現(xiàn)為能量最強，現(xiàn)將后橋的俯仰、側(cè)傾及橫擺振動加速度與主減速器前端垂向加速度進行能量對比，如圖17所示，可知主減速器的俯仰振動最為強烈，符合對實車測試分析所認定的主減速器俯仰振動的特征。再對主減速器俯仰振動加速度進行頻譜分析（圖18），也表現(xiàn)出典型的二階-四階特征，與測試結(jié)果較為接近，可見后橋俯仰振動是造成車身振動及噪聲中二階、四階量比重較大的主要原因。

4 耦合振動機理分析及改進方案仿真驗證

4.1 整體式后橋與傳動系耦合振動機理分析

圖17 后橋各向旋轉(zhuǎn)加速度能量對比Fig.17 Acceleration of Diving Axle’s Torsinal Vibration

圖18 后橋俯仰振動加速度頻譜分析Fig.18 Spectrum of Diving Axle’s Pitch Acceleration

對前置后驅(qū)車型的傳動系統(tǒng)而言，其受到的內(nèi)部激勵有發(fā)動機動力輸出波動、萬向傳動系統(tǒng)的不平衡、制造安裝誤差導(dǎo)致的傳遞不平穩(wěn)，以及來自外部的車身變形影響、路面激勵等。在輪胎和后橋部分，存在傳動系統(tǒng)扭矩轉(zhuǎn)化為縱向驅(qū)動力的一個傳遞過程，自然該過程也會將一部分扭矩波動轉(zhuǎn)化為縱向驅(qū)動力的波動。而該驅(qū)動力作用于后橋上，會以后橋和縱臂連接點為支點構(gòu)成作用于后橋的俯仰力矩，作用原理如圖19所示。同樣后橋的俯仰振動也可反作用于扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)，造成傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動。

在急加速工況下，傳動系統(tǒng)扭矩波動通過上述過程轉(zhuǎn)化為作用于后橋的俯仰力矩波動，造成后橋振動加劇，該振動會直接通過懸架的桿系作用于車身，激發(fā)車身噪聲。

4.2 改進方案的仿真分析

針對該后橋-懸架系統(tǒng)所呈現(xiàn)的振動特征，提出兩套改進方案（圖20），一是不改變現(xiàn)有結(jié)構(gòu)布置，僅僅增大縱拖曳臂前后襯套的縱向剛度，減小后橋所受縱向力波動［6］，提高整體式后橋的俯仰振動固有頻率范圍，避開傳動系統(tǒng)常見工作轉(zhuǎn)速范圍；二是上調(diào)縱拖曳臂后橋連接端的位置，減小縱向驅(qū)動力作用于整體式后橋的俯仰力矩的力臂，降低后橋俯仰振動能量。

圖19 整體式后橋縱向力波動導(dǎo)致的后橋俯仰力矩Fig.19 Pitch Moment on Driving Axle

圖20 系統(tǒng)改進方案示意圖Fig.20 Improving Design of the System

對兩種方案進行了仿真，首先從時域角度來看改進效果：將兩套改進方案的車身振動加速度能量與改進前進行對比，如圖21所示，可見兩種方案整體上都降低了車身振動能量，達到了預(yù)期效果。其中調(diào)節(jié)縱臂位置的方案效果更好，在整個加速過程中能量都低于原車，另外該方案改變了后懸架結(jié)構(gòu)布置，車身振動加速度的整體走勢也有所不同，這是系統(tǒng)頻域特性的改變在時域的體現(xiàn)。而對于增大后懸架襯套剛度方案來說，車身振動能量在急加速過程中間段（4～7秒）降低的較多，且由于增大襯套剛度提高了后橋各向振動的固有頻率，更容易激發(fā)高頻的振動，故在加速過程的后段（9～11秒），車身振動能量反而比原車還要大。

從頻域來看兩種方案的改進效果，對兩種改進方案的后橋俯仰振動加速度進行了頻譜分析，并與原車進行對比，如圖22、圖23所示。圖22為增大縱拖曳臂襯套縱向剛度的方案效果，對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階的頻率分量的振動能量與原車相比明顯降低，但是由于后橋俯仰振動固有頻率升高，高頻的振動分量與原車相比有所增強，有可能引起車內(nèi)高頻噪聲，故該方案仍需進一步研究優(yōu)化。

圖21 改進方案后的車身振動能量Fig.21 Acceleration Contrast of Body’s Vibration

調(diào)整縱拖曳臂位置方案的仿真對比結(jié)果如圖23所示，該方案明顯降低了后橋俯仰振動中對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速二階、四階的振動分量。且由圖21可知，該方案對于整體降低車身振動加速度效果良好，可見減小后橋所受到的俯仰激勵力矩直接降低了后橋俯仰振動能量，進而減小了后橋?qū)嚿碜饔昧Φ牟▌?，改善了車身振動性能?/p>

圖22 增大襯套剛度的結(jié)果對比Fig.22 Driving Axle’s Pitch Vibration Contrast of Higher Bushing Stiffness Design with Baseline

5 結(jié)論

本文為了探究某前置后驅(qū)車型在急加速工況下后橋部位出現(xiàn)強烈振動噪聲的機理，對問題車型進行了實車測試，建立了傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型和車輛多體動力學(xué)模型，并進行模擬急加速工況的受迫振動分析。提出了傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動和整體式后橋俯仰振動的耦合作用機理，并通過多體動力學(xué)模型進行了驗證。給出了兩套改進方案，并進行了仿真驗證，結(jié)果證明改進方案有效改善了車身振動，為前置后驅(qū)車型后橋振動性能的優(yōu)化提供了可參考的方法。

圖23 調(diào)整縱臂位置的仿真對比Fig.23 Driving Axle’s Pitch Vibration Contrast of New Trailing Arm Design with Baseline

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Study on Coupling Vibration of Powertrain and Drive Axle for Front-engine Rear-drive Vehicle

Liu Guanghui1Lu Tongli1Kang Qiang2
（1.Institute of Automotive Engineering，Shanghai Jiaotong University，Shanghai，200240，China；2.SAIC-GM Wuling Company Limited，Liuzhou，Guangxi 545000，China）

The drive axle of one front-engine-rear-drive（FR）car vibrates strongly at Tip-in with high level noise in the cabin，while the vibration and noise consist of mainly second and forth order of engine rotation speed.Multi-body dynamics model is built to study how the vibration is excited and comes into being.The coupling vibration theory of drive axle pitch motion and powertrain torsional motion is analyzed by the model and vehicle test，the results show that powertrain torsional vibration will act on the drive axle through tire and excite its pitch vibration.Two ways to improve vibration performance of rear axle are given and simulation verification is done.

front engine rear drive drive axle powertrain coupling vibration

U461.4

A

1006-8244（2015）04-013-08