驅(qū)動(dòng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)車內(nèi)噪聲影響研究

王 東，祝 夢(mèng)，陳達(dá)亮

(1. 中汽研(天津)汽車工程研究院有限公司 天津300300；2. 中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所 天津300400)

汽車傳動(dòng)系統(tǒng)是指將發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞到車輪的機(jī)構(gòu)，主要由離合器、變速器、驅(qū)動(dòng)半軸等部件組成，傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是引起整車 NVH問題的主要激勵(lì)源之一[1]。前置后驅(qū)車型與前置前驅(qū)車型相比，多了傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)橋，傳動(dòng)鏈變復(fù)雜，因此扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問題也更為突出。目前，針對(duì)前置后驅(qū)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題主要有2種優(yōu)化思路，一是優(yōu)化傳動(dòng)系統(tǒng)部件動(dòng)力學(xué)參數(shù)，如飛輪慣量、離合器剛度、阻尼等；二是引入額外的減振裝置，如雙質(zhì)量飛輪(DMF)、離心擺式減振器(CPVA)、彈性聯(lián)軸節(jié)等。思路一的優(yōu)勢是傳動(dòng)系統(tǒng)改動(dòng)小、成本低，是主機(jī)廠最愿意接受的治理方式，但參數(shù)優(yōu)化范圍受傳動(dòng)效率和動(dòng)力性的限制，優(yōu)化效果有限；思路二的優(yōu)勢是可以大幅度降低傳動(dòng)系統(tǒng)扭振幅值，從而提升整車 NVH性能，但缺點(diǎn)是需要增加成本，而成本增加是主機(jī)廠最不愿意接受的。因此，通過優(yōu)化部件參數(shù)的方式解決傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題，仍然是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)開發(fā)工程師長期努力的目標(biāo)。

目前已有眾多工程師和學(xué)者針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振及其對(duì)整車NVH性能的影響進(jìn)行研究[2-4]，其中對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)部件匹配方法的研究較多，基于半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行優(yōu)化的研究也有，但系統(tǒng)地分析半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)主減輸入和車輪扭振影響規(guī)律的研究鮮有。本文基于一款前置后驅(qū)車型，首先分析“驅(qū)動(dòng)橋——后懸架”路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的影響機(jī)理，其次應(yīng)用 AMESim 軟件建立分析模型，使用經(jīng)過傳動(dòng)系統(tǒng)扭振實(shí)測數(shù)據(jù)校驗(yàn)的模型，分析半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)2個(gè)激勵(lì)點(diǎn)——主減輸入和車輪的影響規(guī)律，進(jìn)而使用相干分析的方法找出影響車內(nèi)噪聲的主要激勵(lì)點(diǎn)，最后根據(jù)分析結(jié)果提出優(yōu)化方案并通過實(shí)車測試對(duì)分析結(jié)論進(jìn)行驗(yàn)證。

1 耦合點(diǎn)分析

前置后驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振能量，主要通過3條路徑向車內(nèi)傳遞(圖1)：一是通過動(dòng)力總成懸置傳遞；二是通過傳動(dòng)軸中間支撐傳遞；三是通過后懸架傳遞。研究結(jié)果表明[4]，“驅(qū)動(dòng)橋——后懸架”路徑是傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)能量向車內(nèi)傳遞的主要路徑。

圖1 扭振向車內(nèi)傳遞的路徑Fig.1 Path of torsional vibration to vehicle

進(jìn)一步分析“驅(qū)動(dòng)橋——后懸架”路徑的內(nèi)部傳遞機(jī)理可知，驅(qū)動(dòng)橋又可分別通過主減齒輪副及驅(qū)動(dòng)車輪2個(gè)耦合點(diǎn)對(duì)懸架進(jìn)行激勵(lì)[5-7]。

圖2 驅(qū)動(dòng)橋殼受力分析Fig.2 Force analysis of drive axle housing

第一個(gè)耦合點(diǎn)作用機(jī)理：對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼進(jìn)行簡單的受力分析可知，主減速器主動(dòng)齒輪軸的支撐軸承和左右半軸的支撐軸承均會(huì)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼產(chǎn)生支反力，但二者給橋殼的支反力并不在同一條直線上，相當(dāng)于在橋殼上施加一個(gè)扭矩，使橋殼產(chǎn)生繞半軸中心線的角振動(dòng)，振動(dòng)能量通過后懸架向車身傳遞，從而導(dǎo)致車內(nèi)振動(dòng)噪聲問題(圖2)。

第二個(gè)耦合點(diǎn)作用機(jī)理：驅(qū)動(dòng)車輪通過與地面摩擦產(chǎn)生的反作用力驅(qū)動(dòng)車輛前進(jìn)，當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)速波動(dòng)時(shí)，產(chǎn)生的位移激勵(lì)會(huì)通過懸架傳遞至車身，引起車身鈑金件振動(dòng)，進(jìn)而引起整車的振動(dòng)噪聲問題。

2 傳動(dòng)系統(tǒng)仿真模型

2.1 模型建立

本文以一款搭載1.6L發(fā)動(dòng)機(jī)+5MT動(dòng)力總成的前置后驅(qū)車型為研究對(duì)象，其傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的多自由度扭振系統(tǒng)。目前，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振進(jìn)行仿真分析時(shí)，可以采用集中質(zhì)量模型、分布質(zhì)量模型以及剛?cè)狁詈夏Ｐ偷确椒?。結(jié)合實(shí)際分析需求，本文選擇使用集中質(zhì)量模型進(jìn)行研究，根據(jù)模型簡化的基本原則，建立對(duì)象車型動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的 16自由度扭振系統(tǒng)(圖 3)。

圖3 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振仿真模型Fig.3 Torsional vibration simulation model

傳動(dòng)系統(tǒng)存在多種激勵(lì)，但發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)激勵(lì)遠(yuǎn)大于其他激勵(lì)，因此，仿真分析時(shí)僅考慮發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)激勵(lì)。發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)激勵(lì)包括 2個(gè)部分：一是缸內(nèi)氣體燃燒產(chǎn)生的氣體力，在模型中通過輸入實(shí)測示功圖的方式進(jìn)行模擬；二是曲柄連桿機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力，在模型中通過輸入曲柄連桿機(jī)構(gòu)具體參數(shù)的方式進(jìn)行模擬。

2.2 扭振測試

在整車轉(zhuǎn)轂半消聲室內(nèi)，開展傳動(dòng)系統(tǒng)扭振測試。扭振測點(diǎn)既要便于安裝傳感器又要選在扭振響應(yīng)較大的位置，實(shí)際測試通常選擇發(fā)動(dòng)機(jī)皮帶輪、飛輪、變速器輸入軸、傳動(dòng)軸、主減速器輸入軸、車輪等位置。本次測試選擇飛輪、主減和右后車輪 3個(gè)測點(diǎn)(圖 4)。

采用緩油門加速工況進(jìn)行測試，使用 LMS前端和 Test Lab數(shù)據(jù)采集及分析軟件，將光電傳感器和ABS轉(zhuǎn)速信號(hào)連接至轉(zhuǎn)速通道，磁電傳感器通過虛擬通道連接至普通通道，測試的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1000～2500r/min，信號(hào)分析頻率選取 51200Hz，頻率分辨率設(shè)置為1Hz。

2.3 模型驗(yàn)證

通過將仿真分析和測試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比的方式驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性。分別將飛輪、主減輸入 2階扭振曲線的測試和仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比(圖5)。

圖5 仿真與測試對(duì)比Fig.5 Simulation and test comparison

觀察圖5可知，飛輪端測試和仿真結(jié)果一致性較好，主減輸入端的仿真與測試有一定差別，低轉(zhuǎn)速時(shí)差別較大，隨著轉(zhuǎn)速升高兩者差異逐漸變小，整體來看，二者的變化趨勢是一致的，尤其是在共振區(qū)域1550r/min附近均有峰值出現(xiàn)。將仿真模型與實(shí)際傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行比較可知，誤差主要源于激振力和阻尼參數(shù)。由于簡化了激振力，會(huì)帶來誤差。本次主要是定性研究半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，傳動(dòng)系統(tǒng)扭振仿真結(jié)果雖與測試結(jié)果略有差別，但二者的變化趨勢基本一致，驗(yàn)證結(jié)果表明所建模型有效，可以用于后續(xù)的分析工作。

3 半軸扭轉(zhuǎn)剛度影響分析

在仿真模型中通過批處理方式，分析半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)主減輸入和車輪扭振幅值的影響(圖6)。

觀察圖6可知，半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)主減輸入扭振幅值的影響，隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化呈現(xiàn)出不同的規(guī)律，在低轉(zhuǎn)速段，扭振幅值隨半軸扭轉(zhuǎn)剛度增大而顯著減小，在較高轉(zhuǎn)速段，扭振幅值隨半軸扭轉(zhuǎn)剛度增大而輕微變大。因此，進(jìn)行半軸匹配時(shí)，需要綜合考慮其對(duì)主減輸入和車輪扭振幅值的影響。

圖6 半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的影響Fig.6 Effect of axle-shaft torsional stiffness on torsional vibration

4 整車測試及驗(yàn)證

將傳動(dòng)系統(tǒng)扭振與車內(nèi)噪聲信號(hào)進(jìn)行關(guān)聯(lián)性分析，從主減輸入激勵(lì)點(diǎn)和車輪激勵(lì)點(diǎn)找到對(duì)車內(nèi)噪聲影響大的激勵(lì)點(diǎn)，為半軸扭轉(zhuǎn)剛度優(yōu)化指明方向。

4.1 相干分析

相干分析是一種可以用于信號(hào)源識(shí)別的技術(shù)，相干函數(shù)表示輸入信號(hào)對(duì)輸出信號(hào)的貢獻(xiàn)量，它是表示輸入與輸出相關(guān)性的函數(shù)。相干函數(shù)的表達(dá)式為：

式中：Ciy(f )為相干函數(shù)；f為頻率；Gii(f )為輸入信號(hào)的自譜；Gyy(f )為輸出信號(hào)的自譜；Giy(f )為輸入信號(hào)與輸出信號(hào)的互譜。

Ciy(f )＝1時(shí)，表示輸出完全由輸入引起，干擾等于零；Ciy(f)越小，表示輸入對(duì)輸出的貢獻(xiàn)越?。划?dāng)Ciy(f )＝0時(shí)，表明輸出與輸入不相干。

將主減輸入、車輪扭振作為輸入信號(hào)，主駕內(nèi)耳、后排中間噪聲作為輸出信號(hào)，分別進(jìn)行相干分析(圖 7)。主減輸入扭振與車內(nèi)噪聲信號(hào)的相干性明顯好于車輪扭振，而且與后排中間的相干性好于主駕內(nèi)耳，說明主減輸入和車輪相比，主減輸入是影響車內(nèi)噪聲的主要因素。

圖7 相干分析Fig.7 Coherence analysis

4.2 優(yōu)化方案效果驗(yàn)證

根據(jù)前面的分析結(jié)果，制作提高扭轉(zhuǎn)剛度的半軸樣件，在轉(zhuǎn)轂半消聲室內(nèi)，開展效果驗(yàn)證測試(圖 8)。提高半軸扭轉(zhuǎn)剛度后，車內(nèi)噪聲總級(jí)降低了，且后排改善效果明顯優(yōu)于前排。前排噪聲在 1000～1450r/min范圍內(nèi)降幅多達(dá)3dB，在1750r/min附近降幅也有2dB。后排噪聲改善比較明顯。

圖8 驗(yàn)證測試Fig.8 Verification test

5 結(jié) 論

①“驅(qū)動(dòng)橋——后懸架”路徑是前置后驅(qū)車型傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)能量向車內(nèi)傳遞的主要路徑，而驅(qū)動(dòng)橋又可分別通過主減齒輪副及驅(qū)動(dòng)車輪 2個(gè)耦合點(diǎn)對(duì)車身進(jìn)行激勵(lì)，進(jìn)而引發(fā)車內(nèi)振動(dòng)噪聲問題。

②建立了傳動(dòng)系統(tǒng)集中質(zhì)量模型并用實(shí)測數(shù)據(jù)驗(yàn)證了模型的有效性，基于仿真模型分析了半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)主減輸入和車輪扭振的影響，結(jié)果表明半軸扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)主減輸入扭振的影響規(guī)律與其對(duì)車輪扭振的影響規(guī)律不同。

③相干分析結(jié)果表明，主減輸入端扭振與車內(nèi)噪聲相干性更高，據(jù)此試制半軸樣件并進(jìn)行效果驗(yàn)證，測試結(jié)果表明，提高半軸扭轉(zhuǎn)剛度后，車內(nèi)前排和后排噪聲均有降低，乘坐舒適性明顯改善。