考慮公差的扭轉(zhuǎn)動力吸振器不確定性優(yōu)化設(shè)計

郝耀東 何智成 李光耀 張卓敏

1.湖南大學(xué)汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室，長沙，410082 2.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津，300399

0 引言

當(dāng)前，汽油、柴油發(fā)動機仍然是汽車動力系統(tǒng)的主要形式。就汽油機和柴油機而言，其輸出的扭矩是周期性波動的。這種周期性變化的激勵作用于動力傳動系統(tǒng)，引起各部件轉(zhuǎn)速的不均勻，是造成動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的根本原因［1］。發(fā)動機輸出激勵的波動無法避免，但當(dāng)激勵扭矩的作用頻率與動力傳動系統(tǒng)固有頻率相近，引發(fā)共振時，就會造成動力傳動系統(tǒng)的劇烈振動。這種劇烈的扭轉(zhuǎn)振動通過傳動軸支撐、后橋、后懸等結(jié)構(gòu)傳遞至車身，并與聲腔相耦合，就會引發(fā)車內(nèi)轟鳴。這種轟鳴通常是手動變速箱前置后驅(qū)車型最嚴(yán)重的NVH（noise，vibration，harshness）問題之一［2］。

關(guān)于動力傳動系統(tǒng)扭振轟鳴的機理和解決方法，國內(nèi)外學(xué)者進行了很多研究。CODERC等［3］設(shè)計了一套動力傳動系統(tǒng)振動試驗臺架以測量發(fā)動機激勵下系統(tǒng)的扭振性能；侯東曉等［4］采用拉格朗日方程建立了旋轉(zhuǎn)機械傳動系統(tǒng)的連續(xù)動力學(xué)模型，并通過傳遞函數(shù)法推導(dǎo)出任意軸上的扭振響應(yīng)公式；王登峰等［5］通過三維實體建模、試驗和計算獲取動力傳動系動力學(xué)參數(shù)，并分析了雙質(zhì)量飛輪扭振減振器對動力傳動系固有特性及強迫振動響應(yīng)特性的影響；張代勝等［6］利用偏導(dǎo)數(shù)法分析得出汽車動力傳動系無阻尼自由扭振固有頻率和振型對轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度的靈敏度。

在實際工程應(yīng)用中，動力傳動系統(tǒng)參數(shù)常常無法進行設(shè)計修改。如改款車型和同平臺車型為了保證零部件的共用性，動力傳動系統(tǒng)往往直接借用；又如車輛開發(fā)后期，動力傳動系統(tǒng)參數(shù)的更改會導(dǎo)致車身結(jié)構(gòu)的相應(yīng)更改和動力總成的重新調(diào)校，耗費大量人力物力；再如由于總布置、動力性、經(jīng)濟性等其他性能的限制，動力傳動系統(tǒng)參數(shù)只能進行微調(diào)，致使其振動性能變化不大。在這種情況下，在動力傳動系統(tǒng)中加入扭轉(zhuǎn)動力吸振器（torsional vibration damper，TVD）可以快速有效地解決動力傳動系統(tǒng)的NVH問題。目前關(guān)于扭轉(zhuǎn)動力吸振器的研究主要集中在應(yīng)用方法和效果上，如趙艷影等［7］采用穩(wěn)定性切換方法分析了時滯動力吸振器及其扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的穩(wěn)定性問題，分別得到了時滯動力吸振器和扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的時滯穩(wěn)定和不穩(wěn)定區(qū)域；段龍揚等［8］結(jié)合某運動型多功能車的車內(nèi)某轉(zhuǎn)速下轟鳴聲的控制問題，詳細(xì)分析了問題的來源，采用加裝TVD的方法控制該轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)轟鳴噪聲。

TVD需要在現(xiàn)有動力傳動系統(tǒng)的基礎(chǔ)上進行設(shè)計，其參數(shù)的選擇取決于原模型的振動特性和TVD參數(shù)之間的匹配。傳統(tǒng)的TVD設(shè)計只考慮了設(shè)計狀態(tài)的動力傳動系統(tǒng)模型，但實際上，動力傳動系統(tǒng)模型的參數(shù)是不確定的，這些參數(shù)會因設(shè)計、制造、使用狀態(tài)的不同而發(fā)生變化。動力傳動系統(tǒng)自身參數(shù)的設(shè)計需要考慮到這種不確定變化，TVD的設(shè)計也需要考慮到這種不確定變化，以便在不同制造條件和使用工況下均最大限度地滿足減振及其他性能的要求。目前，基于不確定性的優(yōu)化方法已經(jīng)應(yīng)用到汽車開發(fā)的很多領(lǐng)域，如動力懸置系統(tǒng)設(shè)計［9］、發(fā)動機扭矩管理［10］、車輛平順性設(shè)計［11］等，但目前還沒有研究將不確定性理論引入TVD設(shè)計中。

本文以某前置后驅(qū)MPV車型動力傳動系統(tǒng)為例，基于區(qū)間不確定性模型和考慮公差的區(qū)間不確定性優(yōu)化方法，對TVD的設(shè)計進行了研究。建立了帶TVD的動力傳動系統(tǒng)（TVD動力傳動系統(tǒng)）模型，并推導(dǎo)了模型的動力方程；對TVD對動力傳動系統(tǒng)振動的影響進行了分析和總結(jié)；將區(qū)間不確定模型引入TVD動力傳動系統(tǒng)模型中，并基于考慮公差的區(qū)間優(yōu)化模型對TVD參數(shù)進行了優(yōu)化。

1 TVD動力傳動系統(tǒng)振動模型的建立

在傳統(tǒng)的前置后驅(qū)動力傳動系統(tǒng)模型中，主減速器輸入軸及差速器均相對地面旋轉(zhuǎn)，后橋的作用被忽略了，而實際上，后橋?qū)恿鲃酉到y(tǒng)的振動有著不可忽略的影響，它不僅是動力傳動系統(tǒng)振動傳遞至車身的主要傳遞路徑之一，也會改變動力傳動系統(tǒng)自身的模態(tài)和強迫振動響應(yīng)。為了考慮后橋?qū)恿鲃酉到y(tǒng)的影響，郝耀東等［12］提出了動力傳動系統(tǒng)-后橋耦合模型（driveline and rear axle coupled torsional vibration model，DRCTVM）。在DRCTVM中，主減速器輸入軸及差速器均安裝在后橋殼上，同時，后橋殼通過扭轉(zhuǎn)彈簧和扭轉(zhuǎn)阻尼與大地相連。這樣，后橋與動力傳動系統(tǒng)的關(guān)系得以考慮進來，試驗結(jié)果表明，DRCTVM具有更高的精度。

在DRCTVM中加入TVD元件，動力傳動系統(tǒng)幾何機構(gòu)見圖1，建立的TVD動力傳動系統(tǒng)模型見圖2。圖2中加粗部分即表示TVD元件。動力傳動系統(tǒng)主要零部件的簡化方法如下：①將發(fā)動機運動機構(gòu)簡化為一個轉(zhuǎn)動慣量，發(fā)動機輸入扭矩T就加載在這個轉(zhuǎn)動慣量之上；②將離合器簡化為一個彈簧阻尼系統(tǒng)，其扭轉(zhuǎn)剛度和扭轉(zhuǎn)阻尼均取離合器主減振階段的值；③將變速箱簡化為一個位于其輸入軸位置的單自由度彈簧阻尼系統(tǒng)；④將傳動軸和半軸均簡化為位于軸末端的單自由度彈簧阻尼系統(tǒng)；⑤將TVD元件簡化為一個單自由度彈簧阻尼系統(tǒng)。

圖1 動力傳動系統(tǒng)幾何模型Fig.1 Geography model of driveline

圖2 TVD動力傳動系統(tǒng)簡化模型Fig.2 Simplified model of driveline with TVD

圖2 中，各符號的含義見表1～表2。其中,R1和R2分別表示變速箱和主減速器的傳動比。

表1 簡化模型中的轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)Tab.1 Inertia parameters in the driveline simplified model

表2 簡化模型中的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼慣量參數(shù)Tab.2 Stiffness and damping parameters in the driveline simplified model

各零部件的轉(zhuǎn)動慣量在數(shù)字模型中測量得到，扭轉(zhuǎn)剛度則通過有限元方法計算獲取。本文以變速箱3擋為例進行研究，當(dāng)變速箱擋位為3擋時，動力傳動系統(tǒng)簡化物理模型中的各參數(shù)值見表3。

表3 動力傳動系統(tǒng)簡化模型參數(shù)Tab.3 Values of parameters in the driveline simplified model

由于傳動比的存在，動力傳動系統(tǒng)各元件轉(zhuǎn)速不同，在等效過程中，需要對各元件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度進行轉(zhuǎn)化，將從動軸的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度轉(zhuǎn)化到主動軸上。令r表示傳動比，?1、?2分別為主動軸和從動軸的轉(zhuǎn)角，其中，?1=r?2，k、c、m分別表示轉(zhuǎn)化前系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度、扭轉(zhuǎn)阻尼、轉(zhuǎn)動慣量信息，k′、c′、m′分別表示轉(zhuǎn)化后系統(tǒng)的剛度、阻尼、轉(zhuǎn)動慣量信息。轉(zhuǎn)化前后系統(tǒng)的能量不變，可得

根據(jù)式（1）即可將各元件的轉(zhuǎn)動慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼均等效至輸入元件處。

根據(jù)式（1）對模型中的慣量、剛度、阻尼參數(shù)進行轉(zhuǎn)化，消除模型中的傳動比，則動力傳動系統(tǒng)物理模型可以轉(zhuǎn)化為圖3所示的模型。

圖3 傳動比轉(zhuǎn)化后的動力傳動系統(tǒng)物理模型Fig.3 Driveline model after transform

通過拉格朗日方程來建立動力傳動系統(tǒng)扭振動力方程，令θ′表示模型中各轉(zhuǎn)動慣量的轉(zhuǎn)角，可得動力傳動系統(tǒng)扭振動力方程：

2 TVD動力傳動系統(tǒng)振動性能分析

對TVD動力傳動系統(tǒng)進行自由振動分析，并與未安裝TVD的動力傳動系統(tǒng)進行對比，系統(tǒng)模態(tài)頻率見表4，關(guān)鍵模態(tài)振型見圖4。

表4 TVD動力傳動系統(tǒng)固有頻率Tab.4 Nature frequencies of driveline system with TVD

圖4 TVD動力傳動系統(tǒng)關(guān)鍵模態(tài)振型Fig.4 Modal shapes of drivline system with TVD

由表4和圖4可知：添加TVD元件后，系統(tǒng)前3階低頻模態(tài)頻率基本上沒有變化；第4階離合器模態(tài)頻率有所下降，振型變化不大；第5階后橋俯仰模態(tài)頻率和振型均變化不大；加入TVD后，系統(tǒng)增加了第6階模態(tài)，模態(tài)振型峰值位于TVD處，頻率為76.4 Hz，高于TVD自身模態(tài)頻率71.5 Hz；7階以后的高階模態(tài)由于模型計算頻率范圍的限制，其頻率值精度較低，故不討論。

將發(fā)動機二階輸出扭矩加載到TVD動力傳動系統(tǒng)模型，發(fā)動機飛輪、變速箱輸入軸與主減速器輸入軸處的扭轉(zhuǎn)加速度曲線，見圖5。

圖5 TVD動力傳動系統(tǒng)角加速度響應(yīng)Fig.5 Acceleration responses of driveline system with TVD

由圖5可知，加入TVD后，飛輪扭振加速度基本沒有變化；變速箱扭振加速度第一峰值提前到900 r/min左右，即為30.4 Hz模態(tài)頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，且幅值大大衰減；加速度第二峰值所處位置不變，但幅值也明顯衰減，和模態(tài)頻率的變化相對應(yīng)；而在2 300 r/min左右，也就是TVD動力傳動系統(tǒng)增加的模態(tài)頻率76.4 Hz對應(yīng)的轉(zhuǎn)速下，變速箱扭振角加速度均增加了一個峰值，且其值非常明顯。對于主減速器輸入軸，其扭振加速度第一峰值同樣提前到30.4 Hz對應(yīng)的轉(zhuǎn)速且幅值明顯衰減；加速度第二峰值也具有位置不變和幅值衰減的特征；而在2 100 r/min左右，即TVD自身模態(tài)頻率所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，振動衰減最為明顯，曲線有明顯的谷值；在2 300 r/min左右，主減速器扭振角加速度同樣出現(xiàn)峰值，但該峰值不明顯。

綜合TVD動力傳動系統(tǒng)自由振動和強迫振動分析結(jié)果，可得以下結(jié)論：①加入TVD元件后，動力傳動系統(tǒng)新增一階模態(tài)，模態(tài)振幅峰值位置位于TVD處，其他階模態(tài)頻率也會發(fā)生變化，但振型基本不變；②響應(yīng)曲線共包括3個峰值，相對于原動力傳動系統(tǒng)增加了1個峰值，峰值位置均位于系統(tǒng)模態(tài)頻率處；③加入TVD元件后，動力傳動系統(tǒng)扭振加速度水平在大部分頻率范圍內(nèi)明顯降低，在TVD自身模態(tài)頻率處衰減最為明顯；④在TVD動力傳動系統(tǒng)新增模態(tài)頻率處，會出現(xiàn)新的扭振加速度峰值，該峰值在遠離TVD安裝位置處更為明顯。

3 TVD動力傳動系統(tǒng)振動的區(qū)間不確定性分析

3.1 TVD動力傳動系統(tǒng)的不確定性描述

TVD動力傳動系統(tǒng)參數(shù)眾多，需選擇靈敏度較大的參數(shù)作為不確定變量。設(shè)x和g(x)分別表示動力傳動系統(tǒng)參數(shù)和扭振性能，定義g(x)對x的靈敏度為

其中，Δx為x的微小增量，β表示比例因子，對于不同的性能和系統(tǒng)參數(shù)，β可以取不同的值。以系統(tǒng)模態(tài)頻率及響應(yīng)曲線峰值作為評價系統(tǒng)扭振性能的標(biāo)準(zhǔn)，根據(jù)式（7）計算系統(tǒng)各參數(shù)的靈敏度，部分計算結(jié)果見表5。

表5 TVD動力傳動系統(tǒng)參數(shù)靈敏度Tab.5 Sensitivities of parameter

由靈敏度計算結(jié)果可以看出，轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)M2、M5、M6、M7、Ma、Mt和扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù) K1、Ka、Kt對TVD動力傳動系統(tǒng)振動有明顯的影響，故選擇這9個參數(shù)作為不確定變量。

對于TVD動力傳動系統(tǒng)參數(shù)，在車輛開發(fā)過程中大量測量樣車參數(shù)數(shù)值是不可能實現(xiàn)的，因此，本文采用區(qū)間模型描述不確定變量的不確定性，以變量的設(shè)計值為區(qū)間模型中心值，區(qū)間半徑則參考制造公差和以往經(jīng)驗值進行選取。各不確定變量的中心值和區(qū)間半徑數(shù)值見表6。

3.2 TVD動力傳動系統(tǒng)的區(qū)間攝動模擬

鑒于蒙特卡羅方法計算量巨大，本文采用區(qū)間攝動法［13］計算TVD動力傳動系統(tǒng)的振動不確定性。設(shè)b表示區(qū)間不確定變量向量，bC表示區(qū)間變量中間值向量，Δb表示區(qū)間變量區(qū)間半徑向量，和分別表示區(qū)間變量上界向量和下界向量。則有

表6 區(qū)間變量不確定模型的相關(guān)參數(shù)值Tab.6 Values of parameters in the interval models

設(shè)F(b)表示TVD動力傳動系統(tǒng)振動響應(yīng)向量，則有

式中，f4、f5、f6分別為系統(tǒng)第4、5、6階模態(tài)頻率；Ag1、Ag2、Ag3分別為變速箱輸入軸扭轉(zhuǎn)加速度的3個峰值；Am1、Am2、Am3分別為主減速器輸入軸扭轉(zhuǎn)加速度的3個峰值。

將F(b)展開成泰勒級數(shù)的形式，由于級數(shù)階次的增加，將大大增加計算規(guī)模，而提高的精度則十分有限，故本文采用一階泰勒級數(shù)對F(b）進行展開：

其中，F(xiàn)C、ΔF分別表示系統(tǒng)振動響應(yīng)向量的中心值變量的靈敏度，其結(jié)果已求出（表6、表7），響應(yīng)向量的上下界可根據(jù)中心值和區(qū)間半徑進行計算：

將參數(shù)值代入式（10）和式（11）中，計算各振動響應(yīng)指標(biāo)的中心值、區(qū)間半徑和上下界，計算結(jié)果見表7。

表7 系統(tǒng)振動響應(yīng)的區(qū)間不確定性模擬結(jié)果Tab.7 Results of interval uncertainties of vibration responses

由表7可知，當(dāng)不確定變量在區(qū)間內(nèi)波動時，TVD動力傳動系統(tǒng)模態(tài)頻率會產(chǎn)生較大波動：系統(tǒng)第4階模態(tài)攝動半徑達到9.4 Hz，變化范圍在26.6～46.2 Hz之間，第5、6階模態(tài)頻率的攝動范圍也分別達到10.0 Hz和10.2 Hz。變速箱輸入軸和主減速器輸入軸處的振動加速度峰值也存在較大變化量，主減速器輸入軸第二峰值的上下界甚至相差10倍，極容易在系統(tǒng)參數(shù)發(fā)生變化時，引起車內(nèi)的扭振轟鳴、振動等問題。因此，優(yōu)化TVD參數(shù)，保證系統(tǒng)振動響應(yīng)在不確定條件下仍達到較高的標(biāo)準(zhǔn)，具有重要意義。

4 考慮公差的TVD區(qū)間不確定性優(yōu)化

4.1 考慮公差的TVD區(qū)間優(yōu)化模型的建立

在TVD制造過程中，往往先確定橡膠部分的結(jié)構(gòu)，再通過改變橡膠材料配方逐步調(diào)節(jié)橡膠硬度，以逼近橡膠扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計值，在這個過程中，需要多次進行扭轉(zhuǎn)剛度的測試才能達到理想的剛度結(jié)果。扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計公差值越小，測試和反復(fù)調(diào)配的次數(shù)就越多，極大延長了開發(fā)周期，增加了開發(fā)成本。TVD轉(zhuǎn)動慣量也存在相同的問題，當(dāng)轉(zhuǎn)動慣量的設(shè)計公差越小時，慣量盤的加工要求就越高，加工時間和成本就會相應(yīng)提高，零部件的合格率就會下降。因此，在設(shè)計階段就對零部件參數(shù)的公差進行考慮，在可能的情況下增加設(shè)計公差，實現(xiàn)所謂的并行公差設(shè)計，可以有效解決設(shè)計公差帶來的問題。

傳統(tǒng)的區(qū)間優(yōu)化模型［14］可以表示為

式中，xI為區(qū)間設(shè)計變量向量；f(xI,bI)為目標(biāo)函數(shù)；g為約束條件向量；xR、xL分別為設(shè)計變量的上下界組成的向量。

由式（12）可以看出，盡管模型中引入了不確定變量，但優(yōu)化結(jié)果仍是確定值，設(shè)計公差仍需根據(jù)制造與使用條件進行確定。本文將考慮公差的區(qū)間不確定優(yōu)化方法引入TVD優(yōu)化設(shè)計過程中，令設(shè)計變量向量

則設(shè)計變量的設(shè)計值向量和設(shè)計公差向量可以分別表示為

其中，MCt、KCt分別表示TVD轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計值；ΔMt、ΔKt分別表示TVD轉(zhuǎn)動慣量公差和扭轉(zhuǎn)剛度公差。設(shè)計變量的實際值則會在區(qū)間xI范圍內(nèi)波動。即

由式（16）可知，尺寸公差的表示方法與區(qū)間變量完全相同，區(qū)間半徑Δx越大，變量的設(shè)計公差越大，制造時允許的精度等級就越低，成本也會相應(yīng)降低；反之，Δx越小，制造時就必須采用較高的精度等級，制造成本、周期也會相應(yīng)提高。因此，在TVD優(yōu)化設(shè)計工程中，除保證動力傳動系統(tǒng)的振動性能外，還需要保證向量Δx中各元素的值。本文采用公差評價系數(shù)η評估各設(shè)計變量公差水平的大小，即

其中，n表示設(shè)計變量的個數(shù)，xCi、Δxi分別表示第i個設(shè)計變量的設(shè)計值和設(shè)計公差，p可取1或無窮大。當(dāng)p取1時，η表示各設(shè)計變量的平均公差；當(dāng)p取無窮大時，η表示各設(shè)計變量的最大公差。本文取p=1。由式（17）可以看出，η越大，系統(tǒng)允許的變量設(shè)計公差越大。

采用區(qū)間變量中心值確定的性能f(xC,pC)和公差評價系數(shù)η共同作為目標(biāo)函數(shù)，則考慮公差的區(qū)間優(yōu)化模型可以表示為

式（18）中，目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計變量取值范圍都已經(jīng)采用確定性方式進行描述，只需將約束條件g(xI,pI)≤0進行確定性轉(zhuǎn)化，就可以采用經(jīng)典的確定性優(yōu)化方法進行優(yōu)化求解。

設(shè)AI表示區(qū)間數(shù)，b表示一常數(shù)，根據(jù)概率理論，兩者間的區(qū)間可能度關(guān)系可表示為［15］

采用式（19）對約束條件g(xI,pI)≤0進行轉(zhuǎn)化，則考慮公差的區(qū)間優(yōu)化模型可表示為

其中，gj表示模型的第j個邊界條件；gRj、gLj分別表示邊界條件的上下界；m表示約束條件的個數(shù)；λj表示第j各邊界條件的可能度系數(shù)，其值越大，說明該約束越嚴(yán)格。式（20）可采用經(jīng)典的確定性優(yōu)化模型進行優(yōu)化。

在TVD動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化過程中，以TVD轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度的中心值和區(qū)間半徑為設(shè)計變量，設(shè)計變量見式（14）、式（15）。

以變速箱和主減速器輸入軸扭轉(zhuǎn)加速度峰值的幾何平均值為目標(biāo)函數(shù)，則目標(biāo)函數(shù)可以寫成

同時約束變速箱和主減速器扭轉(zhuǎn)加速度曲線的各峰值均不超過優(yōu)化前的值，各約束條件參數(shù)見表8。

表8 優(yōu)化模型約束條件Tab.8 Constraint conditions of optimization model

根據(jù)TVD的制造和安裝條件，其轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度變化范圍可以表示為

4.2 TVD參數(shù)優(yōu)化結(jié)果及驗證

采用NSGA-Ⅱ算法［16］求解TVD動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化模型，其中，種群數(shù)目為48，遺傳代數(shù)為80，優(yōu)化結(jié)果見表9。

表9 TVD動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化結(jié)果Tab.9 Optimization results of driveline system with TVD

由表9可知，優(yōu)化后，f減小了10.3%，說明動力傳動系統(tǒng)的振動峰值水平有所下降；同時η增大了137%，說明參數(shù)的設(shè)計公差大幅上升，其中，Mt的設(shè)計公差由1.68×10-3kg·m3上升至6.67×10-3kg·m3，Kt的設(shè)計公差由3.39×102N·m/rad上升至4.92×102N·m/rad。在設(shè)計公差大幅上升的同時，仍能保證振動水平的下降，充分證明本文方法的有效性。

將設(shè)計的TVD安裝在MPV車型主減速器輸入軸上，見圖6，測量3擋全油門工況下車內(nèi)駕駛員、中排乘客和后排乘客耳邊噪聲，測試結(jié)果見圖7。

圖6 扭轉(zhuǎn)動力吸振器的安裝Fig.6 Installation site of TVD

圖7 三擋全油門工況下的車內(nèi)噪聲Fig.7 Interior noise in 3WOT conditoin

由圖7可以看出，安裝TVD后，車內(nèi)噪聲尤其是中、后排乘客耳邊噪聲在1 400 r/min以上的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均有明顯下降，證明安裝TVD可以有效解決動力傳動系統(tǒng)振動引起的車內(nèi)轟鳴問題。

5 結(jié)論

（1）加入扭轉(zhuǎn)動力吸振器（TVD）元件后，動力傳動系統(tǒng)扭振加速度水平在大部分頻率范圍內(nèi)明顯降低，在TVD自身模態(tài)頻率處衰減最為明顯，但在系統(tǒng)新增模態(tài)頻率位置會產(chǎn)生新的振動峰值。

（1）建立了考慮公差的區(qū)間不確定性優(yōu)化模型，以TVD參數(shù)為設(shè)計變量，TVD參數(shù)設(shè)計公差和動力傳動系統(tǒng)振動水平為目標(biāo)函數(shù)，該模型可以在顯著提高參數(shù)設(shè)計公差的同時保證系統(tǒng)振動水平的下降。

（3）在某MPV車型上安裝了扭轉(zhuǎn)動力吸振器，測試結(jié)果表明，扭轉(zhuǎn)動力吸振器可以有效降低由動力傳動系統(tǒng)扭振引起的車內(nèi)噪聲。