傳動系統(tǒng)扭振對車內(nèi)轟鳴影響的分析與優(yōu)化

趙偉豐，黃 鵬 Zhao Weifeng，Huang Peng

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傳動系統(tǒng)扭振對車內(nèi)轟鳴影響的分析與優(yōu)化

趙偉豐，黃 鵬 Zhao Weifeng，Huang Peng

（長城汽車股份有限公司技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

針對某SUV車型加速工況車內(nèi)轟鳴的問題，首先通過車內(nèi)噪聲和傳遞路徑測試分析，識別出傳動系統(tǒng)為問題產(chǎn)生的關(guān)鍵。對傳動系統(tǒng)進行彎曲模態(tài)和扭振測試，確定扭振為車內(nèi)轟鳴問題的原因。然后建立傳動系統(tǒng)一維模型，進行仿真分析，識別傳動系統(tǒng)不同部件參數(shù)對扭振的貢獻。通過主減速器增加質(zhì)量環(huán)，有效消除車內(nèi)轟鳴的問題。

轟鳴；傳動系統(tǒng)；扭振；測試；仿真分析

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，國內(nèi)汽車消費群體逐步成熟和理性，其對汽車NVH（Noise、Vibration 、Harshness；噪聲、振動、聲振粗糙度）性能要求越來越高。汽車的傳動系統(tǒng)作為動力傳輸?shù)年P(guān)鍵系統(tǒng)，對整車NVH性能起著至關(guān)重要的作用[1]。典型的后驅(qū)車輛傳動系統(tǒng)由發(fā)動機、變速器、傳動軸、后橋、橋軸、車輪等組成，這些部件具有一定的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，具有特定的扭振模態(tài)，當發(fā)動機等外界激勵作用頻率與傳動系統(tǒng)扭振固有頻率一致時會引起后橋發(fā)生俯仰和側(cè)傾，從而導致主減速器安裝點產(chǎn)生很大的動態(tài)力，這些力通過副車架或者直接作用到車身上，引起車內(nèi)的轟鳴聲[2-3]。

以一款SUV車型車內(nèi)轟鳴問題分析和解決過程為例，通過試驗和仿真相結(jié)合，綜合運用噪聲振動頻譜分析、傳動系統(tǒng)扭振仿真分析及扭振測試等方法，識別出傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動對車內(nèi)轟鳴的影響并進行優(yōu)化。

1 車內(nèi)轟鳴問題分析

某前置后驅(qū)SUV車型在試驗車階段，主觀評價發(fā)現(xiàn)全油門加速工況，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在4 000 r/min左右時存在明顯轟鳴聲。對車內(nèi)噪聲進行測試和頻譜分析，如圖1所示，從圖中可以看出，發(fā)動機2階噪聲能量比較突出，并且133 Hz位置存在明顯共振能量。結(jié)合發(fā)動機轉(zhuǎn)速信息，在3 600～4 200 r/min時發(fā)動機2階噪聲與133Hz共振頻率相耦合，與主觀評價車內(nèi)轟鳴問題相一致。

圖1 車內(nèi)噪聲圖

2 傳遞路徑排查

2階是發(fā)動機的點火階次，可以初步確定車內(nèi)轟鳴是由發(fā)動機激勵，通過一定的路徑傳遞到車身。從發(fā)動機到車身的主要傳遞路徑如圖2所示。

對懸置、排氣系統(tǒng)、傳動軸中間支承、主減速器進行振動測試，懸置和排氣系統(tǒng)的振動頻譜中無明顯133 Hz共振能量，而傳動軸中間支承和主減速器處有明顯的該頻率共振成分，且主減速器振動更為突出，初步分析傳動軸為振動的主要傳遞路徑，主減速器振動頻譜如圖3所示。

圖2 傳遞路徑示意圖

圖3 主減速器振動頻譜圖

3 傳動系統(tǒng)試驗測試

傳動系統(tǒng)共振一般有兩種可能的原因：彎振和扭振。彎振主要是由于傳動軸彎曲剛度較低而產(chǎn)生的彎曲模態(tài)，前置后驅(qū)車的傳動軸較長，頻率偏低，一般在100～200 Hz；扭振是由于傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)剛度和慣量匹配引起的扭轉(zhuǎn)模態(tài)。兩種模態(tài)均可能引起共振問題，為確定本問題產(chǎn)生的具體原因，分別對傳動系統(tǒng)進行彎曲模態(tài)和扭振模態(tài)測試。

傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)測試采用多點拾振和單點激勵的方法，在傳動軸上沿軸向布置合適數(shù)量的3向加速度傳感器，以整車坐標系為參考，用力錘分別激勵、方向，每個激勵方向?qū)氖罢穹较驗?、方向。應用西門子公司的Test.Lab測試系統(tǒng)分別采集力錘輸入的激勵力和傳動軸各點的響應加速度a，并在軟件中計算各頻率下的振動靈敏度，即頻響函數(shù)FRF=a/，在頻響函數(shù)穩(wěn)態(tài)圖上識別各階模態(tài)頻率，如圖4所示，可以看出傳動軸在90 Hz、175 Hz、225 Hz存在模態(tài)，而在133 Hz 頻率不存在模態(tài)，可以判斷傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)對此問題無影響。

圖4 傳動軸彎曲模態(tài)

傳動系統(tǒng)扭振測試在傳動軸輸入和輸出端分別粘貼編碼帶，并在相鄰部件上固定激光轉(zhuǎn)速傳感器，調(diào)試傳感器位置和角度，使系統(tǒng)可以正常采集到傳動軸的轉(zhuǎn)速信號。信號采集系統(tǒng)采用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，在加速工況進行測試并進行數(shù)據(jù)處理分析，分析結(jié)果如圖5所示。傳動軸輸入端扭振曲線無明顯峰值，傳動軸輸出端扭振曲線在130 Hz左右存在明顯峰值，與車內(nèi)轟鳴和主減速器振動頻率133 Hz相對應，可以確定傳動系統(tǒng)扭振為車內(nèi)轟鳴的主要原因。

圖5 傳動系統(tǒng)扭振曲線

4 傳動系統(tǒng)扭振仿真分析

應用AMESim軟件對傳動系統(tǒng)進行扭振仿真分析，首先搭建傳動系統(tǒng)扭振分析模型。動力傳動系統(tǒng)由發(fā)動機、液力變矩器、變速器、傳動軸、主減速器、差速器、驅(qū)動半軸、車輪等組成，是一個連續(xù)、復雜的多質(zhì)量系統(tǒng)。

在模型搭建時采用集中質(zhì)量模型對系統(tǒng)進行簡化，簡化過程如下。

1）發(fā)動機轉(zhuǎn)動慣量很大，扭轉(zhuǎn)變形很小，在建模時將其簡化為剛性慣量塊，即只存在轉(zhuǎn)動慣量而不會發(fā)生內(nèi)部扭轉(zhuǎn)。另外，發(fā)動機的曲柄臂、活塞等部件的轉(zhuǎn)動慣量均向曲軸中心簡化，最終得出發(fā)動機總體轉(zhuǎn)動慣量。

2）為減少液力變矩器在高速比時的能量損耗，提高傳動效率，鎖止離合器，把液力變矩器的泵輪、渦輪剛性連在一起，在系統(tǒng)模型簡化時，把液力變矩器中泵輪和渦輪慣量分給發(fā)動機系統(tǒng)。

3）考慮到變速器中齒輪的轉(zhuǎn)動慣量比其所在的軸段剛度及轉(zhuǎn)動慣量都大，因此將變速器系統(tǒng)簡化為兩個慣性元件，即由輸入軸及軸上的齒輪組成的慣性元件和輸出軸及軸上的齒輪組成的慣性元件。

4）傳動軸轉(zhuǎn)動慣量很小但質(zhì)量分布較為均勻，在分析中進行慣量和剛度等效簡化。

5）在傳動系統(tǒng)中主減速器的轉(zhuǎn)動慣量被分成兩部分，即主減速器主動齒輪和從動錐齒輪（包含差速器部分），其中主動齒輪慣量簡化到傳動軸系統(tǒng)。

6）驅(qū)動半軸的轉(zhuǎn)動慣量很小，但質(zhì)量分布較為均勻，在分析中進行慣量和剛度等效簡化。

7）對輪胎進行簡化時，需考慮制動盤的轉(zhuǎn)動慣量。

8）根據(jù)能量守恒原理，將車輛平動部分的影響等效轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)動慣量。

將簡化后各子模型在軟件中搭建整車傳動系統(tǒng)扭振模型，如圖6所示[4-5]。

圖6 傳動系統(tǒng)扭振分析模型

計算出主要扭振模態(tài)頻率，見表1，從表中可以看出存在136.5 Hz模態(tài)頻率，與扭振試驗結(jié)果吻合較好。為找出對該模態(tài)貢獻較大的部件參數(shù)，分別調(diào)整變速器、傳動軸、主減速器等不同部件的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)值，分析各部件對傳動系統(tǒng)136.5 Hz扭振的貢獻量。通過對比發(fā)現(xiàn)，傳動軸和主減速器慣量對133 Hz頻率貢獻最大，如圖7所示。分別對傳動軸慣量增加和減少各25%和50%，計算傳動軸輸出端扭振幅值，用角加速度波動量來體現(xiàn)，如圖8所示。原狀態(tài)下，扭振幅值為1 400，當慣量減小25%，扭振幅值降低為800；當慣量減小50%，扭振幅值降低為500；當慣量增大25%，扭振幅值降低為1 000，當慣量增大50%，扭振幅值降低為600?？梢姼淖儌鲃虞S慣量對降低傳動系統(tǒng)扭振幅值有明顯效果，考慮到降低慣量對傳動軸耐久性能會產(chǎn)生不利影響，因此采取增加慣量的方式進行優(yōu)化。增加慣量太多會給整車質(zhì)量造成較大影響，最終確定慣量增加25%。

表1 傳動系統(tǒng)各階扭振模態(tài)頻率 Hz

注：1. 發(fā)動機；2. 變速器輸入軸；3. 變速器輸出軸；4.傳動軸；5. 主減速器；6. 左后驅(qū)動軸；7. 右后驅(qū)動軸；8. 左后車輪；9. 右后車輪。

圖8 改變傳動軸慣量對扭振幅值影響

5 方案驗證

根據(jù)傳動軸的扭轉(zhuǎn)慣量計算，在主減速器凸緣上壓裝1.94 kg質(zhì)量環(huán)可使傳動軸部分的轉(zhuǎn)動慣量增加25%左右。將質(zhì)量環(huán)壓裝到主減速器凸緣并裝配到整車上，并在加速工況下進行車內(nèi)噪聲測試。數(shù)據(jù)顯示車內(nèi)后排位置，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 4 000 r/min左右時，2階噪聲峰值降低6 dB（A），133 Hz共振能量明顯降低，驗證結(jié)果如圖9、圖10所示。主觀評價車內(nèi)轟鳴聲明顯減弱，達到理想效果。

圖9 優(yōu)化前、后車內(nèi)2階噪聲對比圖

圖10 優(yōu)化后車內(nèi)噪聲頻譜圖

6 結(jié)束語

1）對車內(nèi)噪聲進行測試分析，確定產(chǎn)生轟鳴問題的主要頻率；

2）根據(jù)振動從發(fā)動機到車身傳遞機理，對各主要傳遞路徑進行振動測試和頻譜分析，確定傳動系統(tǒng)為主要路徑；

3）分別通過傳動軸彎曲模態(tài)測試和傳動系統(tǒng)扭振測試，確定傳動系統(tǒng)扭振是產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴的主要原因；

4）通過傳動系統(tǒng)扭振仿真分析可以準確識別出傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振頻率，并找出各部件參數(shù)對系統(tǒng)的貢獻；

5）改變傳動軸轉(zhuǎn)動慣量可有效抑制傳動系統(tǒng)的扭振，從而解決車內(nèi)轟鳴問題。

綜合運用試驗和仿真手段分析傳動系統(tǒng)扭振問題，為今后解決該類問題提供了參考。

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2018-06-04

1002-4581（2018）05-0042-04

U463.2

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2018.05.012