傳動系扭振引起的MPV車內(nèi)轟鳴聲控制方法

倪小波，吉麗超，李戍斌，李雪平，李宏庚

（1.上汽通用五菱汽車有限公司，柳州 545000；2.西門子工業(yè)軟件（北京）有限公司，北京 100102）

0 引言

MPV(Multi-Purpose Vehicles)因其同時具有轎車的舒適性又有客車的寬敞性，排量小、成本低、功能多、適用于家庭用戶等優(yōu)點(diǎn)，被廣大消費(fèi)者尤其是中國消費(fèi)者所認(rèn)可接受[1,2]。自2013年以來，我國汽車市場MPV需求量急劇上漲的同時，消費(fèi)者在低噪聲與高舒適性方面也對MPV提出了更高的要求，而MPV較之于轎車，體積、重量都相對較大，所以MPV的車內(nèi)噪聲控制一直是各學(xué)者研究的熱點(diǎn)，也是企業(yè)需要解決的核心技術(shù)難題之一。車內(nèi)噪聲品質(zhì)直接影響著乘員乘坐汽車時的噪聲舒適性，同時也反映了汽車產(chǎn)品的檔次高低，其不僅是顧客評價和購買汽車時必須要考慮的一個非常重要的因素，同時也是汽車企業(yè)競爭力的體現(xiàn)。

國產(chǎn)MPV的動力傳動系布置形式大多采用前置后驅(qū)，主要由發(fā)動機(jī)、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件共同組成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，整個傳動系可以看作是一個多質(zhì)量的彈性系統(tǒng)，具有多個固有頻率。車輛行駛過程中，因受發(fā)動機(jī)輸出扭矩波動、傳動部件運(yùn)動的沖擊、行駛阻力等的作用，動力傳動系會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動響應(yīng)，當(dāng)外界激勵頻率與固有頻率吻合時，甚至還會激發(fā)傳動系的扭轉(zhuǎn)共振，強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動會通過車架傳遞或者直接作用到車身，激發(fā)車內(nèi)振動與噪聲[3]，導(dǎo)致較劣的車內(nèi)聲振舒適性。

目前國內(nèi)外在傳動系扭振問題上已經(jīng)有較多的研究，康強(qiáng)[4,5]等為解決車內(nèi)轟鳴聲問題，建立了該車傳動系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型，通過傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)計算得到其模態(tài)信息，使用發(fā)動機(jī)激勵力驅(qū)動當(dāng)量模型進(jìn)行扭振強(qiáng)迫響應(yīng)分析與扭振測試，驗證了理論模型的有效性，明確了該車轟鳴聲主要貢獻(xiàn)是傳動系統(tǒng)扭振；鄧江華[6]等針對某前置后驅(qū)柴油機(jī)汽車在全油門加速（WOT）工況下，多個轉(zhuǎn)速下存在噪聲峰值的問題，研究了動力傳動系統(tǒng)的彎振和扭振特性，主要通過降低激振源和調(diào)整固有頻率的方法來解決由動力傳動系統(tǒng)彎扭振動特性引發(fā)的車內(nèi)噪聲問題；Liu[7]等針對汽車加速過程中出現(xiàn)的噪聲問題，設(shè)計了離合器3自由度扭振模型，研究了多級離合器阻尼器和齒輪側(cè)隙的非線性特性，基于分析結(jié)果提出了一種離合器動力學(xué)的優(yōu)化方法，并進(jìn)行了仿真和實(shí)驗驗證；吳昱東等[8]建立了某型國產(chǎn)前置后驅(qū)新型微型客車傳動系扭振分析模型，得到傳動系扭振特性，通過測試結(jié)果驗證模型的正確性，分析了關(guān)鍵部件扭轉(zhuǎn)剛度對傳動系扭振模態(tài)的靈敏度，并提出了通過適當(dāng)降低驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度實(shí)現(xiàn)降低微車傳動系扭振的方法。

本文為解決國產(chǎn)某型MPV設(shè)計研發(fā)過程中三檔全油門加速（WOT）工況下存在的車內(nèi)轟鳴聲問題，首先通過主觀判斷和客觀測試確定轟鳴聲來源為傳動系扭振，然后應(yīng)用AMESim建立傳動系1D仿真模型，利用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，驅(qū)動模型進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析，關(guān)鍵點(diǎn)扭振仿真結(jié)果與試驗結(jié)果進(jìn)行對比從而驗證模型有效性，在對標(biāo)結(jié)果良好的模型基礎(chǔ)上，通過仿真分析和測試試驗，驗證所提方案能夠有效較低MPV車內(nèi)轟鳴聲。

1 問題描述及原因

該型MPV動力傳動系統(tǒng)采用前置后驅(qū)形式，發(fā)動機(jī)為1.5L自然吸氣汽油發(fā)動機(jī)，5擋手動變速器。在三檔WOT工況時，車內(nèi)乘員位置在多個轉(zhuǎn)速下均存在轟鳴聲，主觀感覺存在較為明顯的壓耳感，有從前排到后排逐漸升高的趨勢。采用LMS Test.Lab軟件對車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行采集，通過客觀測試得到不同乘員位置在該工況下的噪聲聲壓級曲線（總聲壓級及2階、4階和6階噪聲），如圖1所示。

圖1 三檔WOT工況時噪聲

三檔WOT工況時，在低轉(zhuǎn)速段內(nèi)（1000～3000rpm）范圍內(nèi)該車存在3個主要轟鳴點(diǎn)，分別在轉(zhuǎn)速1000rpm、1650rpm和2350rpm附近。在1000rpm附近，三排座椅位置噪聲均以發(fā)動機(jī)2階激勵為主要貢獻(xiàn)；在1650rpm附近，中排與后排噪聲以發(fā)動機(jī)2階激勵為主要貢獻(xiàn)，前排在發(fā)動機(jī)2階和4階激勵下噪聲均較高；在2350rpm附近，中排噪聲較為突出，中排及后排在該轟鳴點(diǎn)以發(fā)動機(jī)2階激勵為主要貢獻(xiàn)。

根據(jù)經(jīng)驗，傳動系扭轉(zhuǎn)振動對后驅(qū)車輛車內(nèi)振動噪聲存在較大影響，初步懷疑車內(nèi)轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)可能是傳動系扭振，所以對樣車進(jìn)行傳動系扭振測試。圖2為加速工況下傳動系扭振測試結(jié)果，可以看出：1）噪聲峰值處對應(yīng)的轉(zhuǎn)速下，后橋輸入軸振動同樣表現(xiàn)為峰值特性，轟鳴問題與后橋振動強(qiáng)相關(guān)，說明傳動系對其有貢獻(xiàn)；2）后橋輸入軸扭角量級在轟鳴處均高于0.2°，存在由于扭振激勵引起車內(nèi)轟鳴的可能。所以綜上可基本推斷車內(nèi)轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)是傳動系扭振。

圖2 三檔WOT工況下傳動系扭振測試結(jié)果

2 傳動系扭振特性分析

通過整車振動和噪聲測試及傳動系扭振測試，確定對象車型三檔WOT工況下的轟鳴聲問題主要由傳動系扭振引致，為有效分析傳動系的扭振特性，同時為改進(jìn)措施提供依據(jù)，需要利用AMESim軟件對傳動系進(jìn)行仿真分析，通過強(qiáng)迫響應(yīng)分析驗證仿真模型的有效性。

2.1 傳動系扭振模型建立

通過系統(tǒng)強(qiáng)迫響應(yīng)分析可以計算得到傳動系在發(fā)動機(jī)扭矩波動激勵作用下的響應(yīng)情況，并對傳動系的整改及分析提供理論依據(jù)?？紤]到阻尼結(jié)構(gòu)的存在對于系統(tǒng)的響應(yīng)幅值有較大影響，因此，在進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析時，須充分考慮各部件阻尼特性對計算結(jié)果的影響，如式(1)為考慮阻尼影響的強(qiáng)迫振動力學(xué)模型。

基于此力學(xué)模型，利用AMESim建立完整的傳動系統(tǒng)仿真模型如圖3所示，主要由發(fā)動機(jī)、變速器、傳動軸、主減速器、差速器等部分組成。

2.2 傳動系扭振模型驗證

為了進(jìn)行強(qiáng)迫振動計算，就必須獲取系統(tǒng)的激勵扭矩從而驅(qū)動模型。車輛在行駛過程中，整個傳動系存在發(fā)動機(jī)激勵、齒輪間隙的作用、路面激勵等多種激勵，在針對傳動系的扭振分析中，發(fā)動機(jī)激勵是最主要的形式，因此，本文忽略其他形式的激勵，僅將發(fā)動機(jī)激勵扭矩作為系統(tǒng)輸入。發(fā)動機(jī)激勵扭矩可通過式(2)計算得到，將該激勵扭矩輸入到LMS Imagine. Lab環(huán)境以激勵仿真模型，并且對比飛輪端及變速箱輸入軸側(cè)2階振動。

式中J為飛輪側(cè)上游轉(zhuǎn)動慣量，為飛輪測角加速度的試驗數(shù)據(jù)。

如圖3所示，飛輪端2階轉(zhuǎn)速波動的仿真與測試結(jié)果重合度較好，后橋主減輸入軸2階轉(zhuǎn)速的仿真與測試結(jié)果雖有差別但變化趨勢一致，特別是在本文所關(guān)注的低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)重合較好，同時總體誤差也在可接受的范圍之內(nèi)，從而說明仿真模型對標(biāo)結(jié)果良好，可以用于傳動系扭振問題的研究。

3 降噪方案及驗證

車內(nèi)轟鳴聲問題常有三類解決措施：1）降低系統(tǒng)激振力的輸入從而控制激勵源；2）在傳遞路徑上進(jìn)行隔離，削減振動的傳播；3）對車身等共振環(huán)節(jié)重新進(jìn)行模態(tài)匹配，避開問題轉(zhuǎn)速。本文中針對在轉(zhuǎn)速1650rpm和2350rpm附近存在的轟鳴聲問題，采用減少激振力輸入的方式，在轉(zhuǎn)動軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減振器，以控制傳動系扭振并降低車內(nèi)噪聲。

3.1 扭轉(zhuǎn)減振器

圖3 三檔WOT工況下仿真與測試結(jié)果對比

圖4 加入TVD后的傳動系扭振仿真模型

扭轉(zhuǎn)減振器（TVD）一方面可以通過減振器的阻尼來吸收系統(tǒng)的扭振能量，從而降低激振力，另一方面通過減振器的彈性元件及其所帶動的慣量來改變系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。經(jīng)多次優(yōu)化，選定頻率71.5Hz進(jìn)行減振器匹配設(shè)計，優(yōu)化后計算得到TVD慣量JTVD=0.0168kg.m2，扭轉(zhuǎn)剛度KTVD=3389Nm/rad。如圖4所示，在仿真模型中增加一個分支，用來計算傳動軸末端安裝扭轉(zhuǎn)減振器（TVD）后系統(tǒng)的扭振響應(yīng)。

同樣使用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，仿真結(jié)果如圖5(a)所示，后橋主減輸入軸的2階轉(zhuǎn)速波動存在明顯的改善，同時對比圖5(b)中的測試結(jié)果，兩者取得一致的優(yōu)化趨勢，即對轉(zhuǎn)速1500～3000rpm范圍內(nèi)存在較為明顯地改善，進(jìn)一步驗證了模型的有效性。

圖5 加裝TVD前后的仿真和測試結(jié)果對比

3.2 降噪效果驗證

在臺架上調(diào)試扭轉(zhuǎn)減振器（TVD）完成之后，將其安裝至試驗車輛傳動軸末端，如圖6所示，測試三檔WOT工況下后橋輸入軸振動和車內(nèi)噪聲情況。

安裝71.5HzTVD后與原始狀態(tài)（Baseline）相比，如圖7所示，后橋輸入軸Z向振動衰減較明顯，在原始狀態(tài)1748rmp轉(zhuǎn)速下對應(yīng)的峰值處，降低了多達(dá)16.7m/s2。

圖6 傳動軸末端加裝TVD

圖7 加裝TVD前后測試結(jié)果對比

對安裝扭轉(zhuǎn)減振器后的車內(nèi)不同測點(diǎn)噪聲分別進(jìn)行測試，并對比2階噪聲測試結(jié)果與原始狀態(tài)（Baseline），如圖8所示，前排2000～3000rpm轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)2階轟鳴下降，在2306rpm和2808rmp對應(yīng)的峰值處噪聲分別下降了9.2dB（A）和8.1dB（A）；中排、后排1500～3200rpm轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)2階轟鳴下降，其中中排右側(cè)座椅處在1786rpm和3062rmp對應(yīng)的峰值處噪聲分別下降了6.8dB（A）和12.8dB（A），中排左側(cè)座椅處在1798rpm和3035rpm對應(yīng)的峰值處噪聲分別下降了8.8dB（A）和9.4dB（A），后排右側(cè)座椅處在1804rpm和3094rpm對應(yīng)的峰值處噪聲分別下降了4.3dB（A）和7.4dB（A）。問題轉(zhuǎn)速處的轟鳴聲在主觀感覺上也改善明顯。

4 結(jié)論

1）通過主觀評價和客觀測試確定了對象車型在三檔WOT工況下車內(nèi)轟鳴聲主要是由傳動系扭振引起；

圖8 加裝TVD前后三檔WOT工況下2階噪聲測試結(jié)果對比

2）建立了傳動系的AMESim 1D仿真模型，利用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，驅(qū)動模型進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析，通過關(guān)鍵點(diǎn)扭振仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比從而驗證模型有效性；

3）提出了在傳動軸末端加裝TVD而降低傳動系扭振的方法，加裝TVD后后橋輸入軸扭振試驗結(jié)果與仿真結(jié)果反映的趨勢一致，再次說明仿真模型的有效性。對樣車再次進(jìn)行噪聲測試，發(fā)現(xiàn)加裝TVD對車內(nèi)三排測點(diǎn)的噪聲均存在明顯改進(jìn)，峰值處降低最多可達(dá)12.8dB（A）。

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