前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振模態(tài)分析

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，廣西 柳州 545007；2.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031；3.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院，天津 300162）

前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振模態(tài)分析

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，廣西 柳州 545007；2.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031；3.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院，天津 300162）

針對某前置后驅(qū)車，建立了其傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量模型，通過自由振動(dòng)計(jì)算分析獲得了傳動(dòng)系的扭振模態(tài)，與整車傳動(dòng)系扭振測試結(jié)果對比，驗(yàn)證了計(jì)算的正確性?；趥鲃?dòng)系扭振當(dāng)量模型，分析了各部件扭轉(zhuǎn)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對扭振模態(tài)的靈敏度：系統(tǒng)第3階扭振模態(tài)可以通過改變輪胎扭轉(zhuǎn)剛度或者轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來調(diào)諧；第4階扭振模態(tài)可以使用半軸的扭轉(zhuǎn)剛度、輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度或轉(zhuǎn)動(dòng)慣量調(diào)諧；第5階扭振模態(tài)的調(diào)諧參數(shù)為半軸扭轉(zhuǎn)剛度和傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。這些因素的分析可為車輛扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性的改善提供可參考的依據(jù)。

振動(dòng)與波；扭振；傳動(dòng)系統(tǒng)；前置后驅(qū)

前置后驅(qū)汽車動(dòng)力傳動(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，這些具有一定轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及扭轉(zhuǎn)剛度的部件共同形成了一個(gè)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)，具有特定的扭振模態(tài)。車輛在行駛過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)、傳動(dòng)部件之間的沖擊力、行駛阻力等會(huì)激發(fā)其作用頻段內(nèi)傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)模態(tài)，出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象。傳動(dòng)系強(qiáng)烈的扭振會(huì)引起后橋發(fā)生俯仰和側(cè)傾，進(jìn)而導(dǎo)致主減安裝點(diǎn)產(chǎn)生很大的動(dòng)態(tài)力。這些力通過副車架或者直接作用到車身上，引起了車內(nèi)的轟鳴聲。如圖1所示為本文研究的某前置后驅(qū)汽車4檔全油門加速工況下的傳動(dòng)系扭振測試結(jié)果，可見該車傳動(dòng)系統(tǒng)在1 200 r/min及1 500 r/min處的扭振存在共振峰值，車內(nèi)也產(chǎn)生了轟鳴聲，主觀感受異常難受。

傳動(dòng)系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲頻率范圍大致分布在40 Hz到120 Hz之間[1,2]。合理的調(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)速以及后橋及懸架的關(guān)鍵模態(tài)，可以有效降低扭振導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲[1]。各部件扭轉(zhuǎn)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是影響車輛傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)的關(guān)鍵參數(shù)[3]。因此，本文對該前置后驅(qū)車傳動(dòng)系部件的扭轉(zhuǎn)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對其扭振模態(tài)的影響進(jìn)行研究，為車內(nèi)轟鳴聲及傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)共振治理提供依據(jù)。

圖1 某前置后驅(qū)汽車4檔加速工況傳動(dòng)系扭振

1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型建模

對傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振特性的研究，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)[3,4]。本文采用多自由度的彈簧集中質(zhì)量模型，即根據(jù)簡化前后系統(tǒng)的動(dòng)能和勢能保持不變的原則，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[5]。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)。根據(jù)所研究的汽車傳動(dòng)系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)及參數(shù)，建立從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸到車輪的動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型。如圖2所示為三檔對應(yīng)的動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型示意圖。將整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)等效為17個(gè)自由度的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型。由于離合器之后的軸系的運(yùn)轉(zhuǎn)速度隨著變速器檔位的改變而不同，以及變速內(nèi)部不同檔位齒輪嚙合不同，故需要按照不同檔位，分別建立一至五檔的動(dòng)力傳動(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。其中三檔下各元件等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度如表1所示。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可以從CAD模型中直接讀取，扭轉(zhuǎn)剛度則通過建立有限元模型進(jìn)行計(jì)算。

圖2 三檔對應(yīng)的動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型示意圖

表1 三檔下各扭振元件等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及扭轉(zhuǎn)剛度

2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)計(jì)算及試驗(yàn)驗(yàn)證

基于上述扭振當(dāng)量模型，進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算，可以獲得該車傳動(dòng)系統(tǒng)各檔位下的扭振模態(tài)，如表2所示。

表2 傳動(dòng)系扭振模態(tài)

系統(tǒng)1、2階固有頻率比較低，容易誘發(fā)車輛的顫振；系統(tǒng)4、5階模態(tài)頻率對應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)2階轉(zhuǎn)速大約為1 200 r/min和1 500 r/min，在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，容易誘發(fā)傳動(dòng)系統(tǒng)如圖1所示的共振現(xiàn)象，造成車內(nèi)轟鳴聲。

為驗(yàn)證傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型及其算法的有效性，針對該前置后驅(qū)車傳動(dòng)系進(jìn)行了扭振測試。扭振試驗(yàn)在整車轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行，采用磁電式傳感器，分別測量飛輪啟動(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，并記錄該車2、3、4、5檔全油門加速時(shí)2階扭振角速度峰值的頻率，與模態(tài)計(jì)算分析結(jié)果進(jìn)行對比。如表3所示。

表3 傳動(dòng)系模態(tài)計(jì)算與測試結(jié)果對比

從表3的對比結(jié)果可以看出，各檔位下傳動(dòng)系模態(tài)計(jì)算分析結(jié)果與測試分析結(jié)果（第4階與第5階扭振模態(tài)）相對誤差較小，最大不超過5%。因此，本文所建立的傳動(dòng)系扭振當(dāng)量計(jì)算模型較為準(zhǔn)確，其計(jì)算結(jié)果與車輛實(shí)際情況基本一致，可用于該車傳動(dòng)系扭振模態(tài)影響因素的分析。

3 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)影響因素分析

3.1 部件扭轉(zhuǎn)剛度對扭振模態(tài)的靈敏度分析

扭轉(zhuǎn)剛度是影響系統(tǒng)扭振模態(tài)的重要參數(shù)?；谏鲜鰝鲃?dòng)系當(dāng)量模型，通過計(jì)算分析可以獲得各部件扭轉(zhuǎn)剛度對敏感頻段內(nèi)傳動(dòng)系模態(tài)的靈敏度。如圖3所示為曲軸、離合器、傳動(dòng)軸、半軸及輪胎扭轉(zhuǎn)剛度對系統(tǒng)3、4、5階扭振模態(tài)的影響分析結(jié)果。

圖3 各部件扭轉(zhuǎn)剛度對傳動(dòng)系扭振模態(tài)影響

從圖中可以看出，輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度變化對動(dòng)力傳動(dòng)系第3階扭振模態(tài)頻率影響最為明顯，其次是離合器的扭轉(zhuǎn)剛度。隨著輪胎扭轉(zhuǎn)剛度增大，系統(tǒng)第3階扭振模態(tài)頻率迅速上升。半軸及輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度變化對動(dòng)力傳動(dòng)系第4階扭振模態(tài)頻率影響較大，隨著輪胎或半軸的扭轉(zhuǎn)剛度增大，第4階扭振模態(tài)頻率迅速上升。動(dòng)力傳動(dòng)系第5階扭振模態(tài)頻率對半軸扭轉(zhuǎn)剛度變化最為敏感，當(dāng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度增大時(shí)，第5階扭振模態(tài)頻率上升明顯。因此，系統(tǒng)第3階扭振模態(tài)可以通過改變輪胎扭轉(zhuǎn)剛度來調(diào)諧；第4階扭振模態(tài)可以使用半軸或輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)諧；第5階扭振模態(tài)的調(diào)諧參數(shù)為半軸的扭轉(zhuǎn)剛度。

3.2 部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對扭振模態(tài)的靈敏度分析

與扭轉(zhuǎn)剛度一樣，部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量也對傳動(dòng)系扭振模態(tài)有著至關(guān)重要的影響。如圖4所示為飛輪、離合器壓盤、離合器從動(dòng)盤、傳動(dòng)軸及輪胎的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對系統(tǒng)3、4、5階扭振模態(tài)的靈敏度分析結(jié)果。

圖4 各部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對傳動(dòng)系扭振模態(tài)影響

從圖中可以看出，輪胎的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化對動(dòng)力傳動(dòng)系第3階扭振模態(tài)頻率影響最為明顯，隨著輪胎或傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大，第3階扭振模態(tài)頻率降低。輪胎的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化對動(dòng)力傳動(dòng)系第4階扭振模態(tài)頻率影響也最為顯著，其他部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對第4階扭振模態(tài)頻率影響甚微。動(dòng)力傳動(dòng)系第5階扭振模態(tài)頻率對傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化最為敏感，其次為輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，當(dāng)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大時(shí)，第5階扭振模態(tài)頻率明顯降低。因此，系統(tǒng)第3階扭振模態(tài)可以通過改變輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來調(diào)諧，第4階扭振模態(tài)可以使用輪胎的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量調(diào)諧，第5階扭振模態(tài)的調(diào)諧參數(shù)為傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

4 結(jié)語

（1）建立了某前置后驅(qū)車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量模型，通過自由振動(dòng)計(jì)算分析，獲得了該車傳動(dòng)系的扭振模態(tài)，與試驗(yàn)測試結(jié)果對比，驗(yàn)證了模型的正確性，原一欄改二欄，修改中以下兩行無法去除確性；

（2）基于傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型，分析了各部件扭轉(zhuǎn)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對系統(tǒng)模型的靈敏度。系統(tǒng)第3階剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對系統(tǒng)模型的靈敏度。系統(tǒng)第3階剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對系統(tǒng)模型的靈敏度。系統(tǒng)第3階扭振模態(tài)可以通過改變輪胎扭轉(zhuǎn)剛度或者轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來調(diào)諧，第4階扭振模態(tài)可以使用半軸的扭轉(zhuǎn)剛度、輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度或轉(zhuǎn)動(dòng)慣量調(diào)諧，第5階扭振模態(tài)的調(diào)諧參數(shù)為半軸扭轉(zhuǎn)剛度和傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

[1]Thomas Wellmann and Kiran Govindswamy.Aspects of driveline integration for optimized Vehicle NVH characteristics[J].SAE,2007-01-2246.

[2]Sung Hwan Shin,Jeong Guon Ih,Takeo Hashimoto,et al. Sound quality evaluation of the booming sensation for passenger cars[J].AppliedAcoustics,2009,70:309-320.

[3]趙騫，鄧江華，王海洋.傳動(dòng)系部件扭轉(zhuǎn)剛度對后驅(qū)傳動(dòng)系扭振模態(tài)的影響[J].噪聲與振動(dòng)控制，2011，31(5)：49-52.

[4]夏元烽，李宏成，唐禹，等.后驅(qū)車傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)與彎曲振動(dòng)的NVH性能[J].噪聲與振動(dòng)控制，2011，31(5)：75-79.

[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)[D].成都：西南交通大學(xué)，2011.

Analysis of Influencing Factors on the Drivetrain Torsional Vibration Modals for an FR Car

KANG Qiang,WU Yu-dong,DENG Jiang-hua,HE Sen-dong
(1.SAIC-GM-WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China;2.School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 3.ChinaAutomotive Technology and Research Center,Tianjin 300162,China)

A theoretical torsional vibration model for the drivetrain of a front-engine-and-rear-wheel-drive(FR)car was built.Torsional vibration modal frequencies were calculated by free vibration analysis and validated by comparing the results with those of torsional vibration test of the car.Based on this model,the sensitivity of the torsional stiffness and moment of inertia of different components to the drivetrain modal frequencies was analyzed.It is shown that the 3rd order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheels;the 4th order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheel or the torsional stiffness of the half shaft;the 5th order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness of the half shaft or the moment of inertia of the driving shaft.

vibration and wave;torsional vibration;drivetrain;front engine and rear wheel drive(FR)

TB53；U46

：A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.029

1006-1355(2015)01-0141-04

2014－06－20

康強(qiáng)（1986－），男，江西樂安人，博士，主要研究方向：汽車噪聲與振動(dòng)控制。E-mail:Kangqiangok@Hotmail.com