微型汽車傳動系扭振解析及解決方法

燕逸飛，鄒文迅，楊允輝

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

微型汽車傳動系扭振解析及解決方法

燕逸飛，鄒文迅，楊允輝

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

隨著汽車工業(yè)的進步，人們對汽車乘坐的舒適性要求越來越高，這成為推動業(yè)內(nèi)對汽車振動和噪聲的控制措施進行廣泛研究的主因。產(chǎn)生汽車振動和噪聲的因素較為復(fù)雜，其中動力傳動系的扭轉(zhuǎn)振動是引起汽車振動和噪聲的主要原因之一[1]。文章以公司自產(chǎn)某前置后驅(qū)微型貨車為例，經(jīng)過對該車傳動系統(tǒng)采點試驗測試，明確了傳動系扭轉(zhuǎn)振動是導(dǎo)致該車發(fā)動機一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生車內(nèi)振感和噪聲的原因，進而采取相關(guān)措施降低扭振幅值，改善整車NHV性能。

傳動系；振動；扭振；NVH

10.16638/j.cnki.1671-7988.2015.09.040

CLC NO.: U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)09-122-04

引言

隨著人們生活水平的提高，載貨汽車在日常生活中的角色不再限于貨運工具，其轎車化的駕乘體驗、高NVH性能及結(jié)構(gòu)安全性成為日益凸顯的隱形需求。傳動系統(tǒng)的振動、噪聲成為的破壞駕駛乘員的乘坐舒適性重要因素之一。

前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋等部件組成，這些具有一定轉(zhuǎn)動慣量及扭轉(zhuǎn)剛度的部件共同形成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，具有特定的扭振模態(tài)[2]。汽車在行駛過程中，發(fā)動機扭矩波動、傳動件扭轉(zhuǎn)沖擊及行駛阻力等因素都會激發(fā)傳動系的扭轉(zhuǎn)模態(tài)，出現(xiàn)不同程度的共振現(xiàn)象。

公司自產(chǎn)某微型貨車反饋傳動系統(tǒng)存在明顯扭振：全油門加速工況飛輪端面波動較大，飛輪經(jīng)離合器傳遞到變速箱輸入軸，扭矩波動不能有效減弱，引起車輛明顯的振動和噪聲現(xiàn)象，給駕乘感受帶來惡劣的影響。

1、汽車動力傳動系的介紹

汽車動力傳動系：指動力裝置輸出的動力，經(jīng)傳動系統(tǒng)到達驅(qū)動車輪之間的一系列部件的總和，它使汽車實現(xiàn)起步、變速、減速、差速、變向等功能，為汽車提供良好的動力性與燃油經(jīng)濟性能。其可簡化如下模型，其中發(fā)動機、離合器、驅(qū)動橋、車輪和車身，共7個轉(zhuǎn)動慣量，各慣量之間用具有扭轉(zhuǎn)剛度的彈簧連接，且不考慮其他分總成的耦合效果，見圖1所示。

2、傳動系扭轉(zhuǎn)振動測試及改進

2.1測試條件描述

項目組針對試制車實施了傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動測試，測試工況：3、4、5、6檔全油門加速和怠速；測試場地：某汽車研究院整車NVH轉(zhuǎn)轂試驗室；測試設(shè)：LMS 數(shù)采前端、磁電傳感器、光電傳感器；試驗測試點：發(fā)動機飛輪、變速箱輸入軸、傳動軸前端以及傳動軸后端，具體測試點見表1。

表1 扭振點測試說明

2.2測試結(jié)果及分析

綜合各檔位測試數(shù)據(jù)，可以得出以下結(jié)論：

1）該微型貨車動力傳動系統(tǒng)存在明顯扭振，各檔位扭振峰值對應(yīng)轉(zhuǎn)速分別為3檔1760rpm、4檔1480rpm、5檔1400rpm，6檔1300rpm；

2）全油門加速工況發(fā)動機飛輪端轉(zhuǎn)速波動偏大(30rpm～50rpm)，高于設(shè)定目標值：主階次低于 25rpm；

3）飛輪經(jīng)離合器傳遞至變速箱輸入軸，扭矩波動顯著放大(110rpm～150rpm)，離合器未起到減振作用，反而有放大效果；

4）該微型貨車怠速狀態(tài)飛輪波動范圍690rpm～795rpm，較對同平臺車（波動范圍為710～770rpm）差。

2.3整改方案及分析

以上分析結(jié)果，各檔位均存在不同程度的扭振峰值，且離合器并未起到吸收發(fā)動機動力扭矩波動的作用，需要從改變離合從動盤滯后扭矩或選裝雙質(zhì)量飛輪等扭轉(zhuǎn)減振器方向整改：

方案一：在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)上，調(diào)整離合從動盤扭轉(zhuǎn)彈簧滯后扭矩，減弱或消除發(fā)動機扭矩波動；

方案二：在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)上，增加雙質(zhì)量飛輪，可有效較弱傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動；

方案三：在變速箱輸出端增加扭轉(zhuǎn)減震器，消弱傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動；

兼顧車型開發(fā)進度需求及整改難度大小，以下重點驗證方案一。

2.3.1從動盤性能參數(shù)測試

對NVH測試從動盤進行拆解并測試，與批產(chǎn)抽樣件性能做對比，結(jié)果如下表2所示。

表2

結(jié)合發(fā)動機怠速工況下飛輪轉(zhuǎn)速波動時域數(shù)據(jù)，該微型貨車怠速狀態(tài)飛輪波動范圍 690rpm～795rpm，較對同平臺車（波動范圍為710～770rpm）稍差，說明從動盤1M滯后扭矩不是最主要影響因素；而3、4、5、6擋主階次扭振均存在峰值，振動幅度較大，可得從動盤2M滯后扭矩較小，不能有效吸收發(fā)動機輸出扭矩波動，才是造成加速行駛時車輛振動和噪聲的主要因素；繼而制作離合器整改樣件，調(diào)整從動盤二階滯后扭矩，并實車驗證整改效果。

2.4整改方案驗證

換裝整改離合器樣件，并按照上述測試方法對該車輛發(fā)動機飛輪、變速箱輸入軸、傳動軸前端以及傳動軸后端重新測量；測量結(jié)果如下：

2.4.1整改前、后各檔位變速箱輸出端及主減輸入端扭振

圖7：粗實線為整改前測試數(shù)據(jù)，細實線為提高離合器阻尼后測試數(shù)據(jù)，結(jié)果顯2檔全油門工況飛輪轉(zhuǎn)速波動減小，變速箱輸出及主減速輸入測點扭振消失。

圖8：粗實線為整改前測試數(shù)據(jù)，細實線為提高離合器阻尼后測試數(shù)據(jù)，結(jié)果顯示3檔全油門工況飛輪轉(zhuǎn)速波動減小，變速箱輸出位置轉(zhuǎn)速波動由114rpm降低至 27rpm，主減速輸入位置轉(zhuǎn)速波動由 100rpm 降低至 31rpm。

圖9：粗實線為整改前測試數(shù)據(jù)，細實線為提高離合器阻尼后測試數(shù)據(jù)，結(jié)果顯示4檔全油門工況飛輪轉(zhuǎn)速波動減小，變速箱輸出位置轉(zhuǎn)速波動由 98rpm降低至 50rpm，主減速輸入位置轉(zhuǎn)速波動由 92rpm 降低至 50rpm。

圖10：粗實線為整改前測試數(shù)據(jù)，細實線為提高離合器阻尼后測試數(shù)據(jù)，結(jié)果顯示5檔全油門工況飛輪轉(zhuǎn)速波動減小，變速箱輸出位置轉(zhuǎn)速波動由125rpm降低至 70rpm，主減速輸入位置轉(zhuǎn)速波動由 111rpm 降低至 70rpm。

圖11：提高離合器阻尼后，怠速飛輪波動范圍由 690 rpm～795rpm 略微降低到691rpm～785rpm。

2.4.2整改前、后車內(nèi)噪聲及變速箱噪聲

圖11：提高離合器阻尼后，對車內(nèi)噪聲進行了驗證測試，以3檔為例，扭振對應(yīng)轉(zhuǎn)速 1875rpm 位置，更換前車內(nèi)噪聲存在“rattle”現(xiàn)象，更換后該現(xiàn)象消失，上圖為整改前測試數(shù)據(jù)，下圖為更換離合器后測試數(shù)據(jù)。

圖12、13：提高離合器阻尼后，對變速箱近場噪聲及變速箱中間軸端振動水平進行了驗證測試，以3檔為例，扭振對應(yīng)轉(zhuǎn)速 1875rpm 位置，變速箱振動噪聲明顯降低，“rattle”現(xiàn)象顯著改善。

3、小結(jié)

1）提高離合器阻尼后，2 檔扭振消失，3、4、5 檔扭振顯著減小，各檔扭振對應(yīng)轉(zhuǎn)速基本保持不變；

2）全油門加速工況發(fā)動機飛輪端轉(zhuǎn)速波動由 25rpm～40rpm 減小到 25rpm～35rpm；

3）車內(nèi)噪聲及變速箱振動噪聲在扭振對應(yīng)轉(zhuǎn)速均有明顯降低，變速箱“rattle”現(xiàn)象顯著改善。

4、結(jié)論

汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動會引起汽車整車振動和噪聲，在整車NVH轉(zhuǎn)轂試驗室經(jīng)通過采點測試，可以計算出發(fā)動機輸出扭矩波動隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速曲線圖，初步分析傳動系扭振是引起整車振動和噪聲的原因。根據(jù)分析及試驗結(jié)果，離合從動盤滯后扭矩的調(diào)整可有效吸收發(fā)動機輸出扭矩的波動，使傳動系扭振現(xiàn)象顯著減弱，實現(xiàn)整車噪聲和振動的有效降低，并為此類問題提供一種解決方法。

[1] 吳旭靜.王軍梅等某輕型客車動力傳動系扭振控制研究 [J].輕型汽車技術(shù),2013.

[2] 徐紅亮,龔憲生等.新型汽車扭振減震器扭振特性試驗研究[J].振動與沖擊,2013(06).

[3] 李紅庚,何森東等.微車FR型動力傳動系扭振特性及其控制方法評述[J].大眾科技,20140(11).

[4] 周斌,曾榮.雙質(zhì)量飛輪式扭振減震器性能檢測試驗臺的設(shè)計[J].機械制造,2013.

[5] 孫麗.振動在汽車動力傳動系統(tǒng)中的研究[J].價值工程,2013.

[6] 康強,吳昱東等.前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)分析[J].噪聲與振動控制,2015(01).

[6] 康強,吳昱東等.前置后驅(qū)乘用車傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)計算及測試方法[J].基礎(chǔ)研究,2014.

[7] 吳旭靜,王軍梅等.某輕型客車動力傳動系扭振控制研究[J].輕型汽車技術(shù),2013.

Analysis of torsional of micro motor drive system and its solution

Yan Yifei, Zou Wenxun, Yang Yunhui
（Anhui Jianghuai automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）

With the development of automobile industry, people’s requirement for vehicle ride comfort is more and more high, witch promotes the industry of automobile vibration and noise control measures of a wide range of research. Factors can produce automobile vibration and noise, the torsional vibration of power transmission system is one of the main cause of automobile vibration and noise .In this paper, the company produced affer the front drive mini truck as an example. After picking point test of the vehicle transmission system, torsional vibration is clear about the transmission system result in the vehicle engine speed range causes of vibration and noise inside the car, and then take relevant measures to reduce the torsional vibration amplitude, improve vehicle harshness (NVH) performance.

power transmission system; vibration; torsional vibration; NVH

U463.4

A

1671-7988（2015）09-122-04

燕逸飛，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。