汽車傳動(dòng)系扭振噪聲控制方法研究

張子珍

(煙臺(tái)汽車工程職業(yè)學(xué)院 學(xué)生處， 山東 煙臺(tái) 265500)

0 引言

不斷升級(jí)的汽車市場(chǎng)消費(fèi)需求促使多用途汽車(MPV)行業(yè)得到快速發(fā)展，備受消費(fèi)者青睞，目前汽車乘坐舒適性已成為衡量汽車性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)，而汽車在實(shí)際操作過程中產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲會(huì)不同程度地影響舒適性，關(guān)于振動(dòng)噪聲方面的相關(guān)法規(guī)也愈加嚴(yán)苛，如何有效地控制振動(dòng)與噪聲一直是汽車生產(chǎn)廠商的關(guān)注與研究重點(diǎn)。本文主要針對(duì)多用途汽車存在的傳動(dòng)系扭振噪聲問題，在建立動(dòng)力傳動(dòng)系模型的基礎(chǔ)上，對(duì)控制扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的方法進(jìn)行了研究。以期為解決汽車的減振降噪問題提供參考。

1 設(shè)計(jì)分析

隨著多用途汽車市場(chǎng)占有率的不斷擴(kuò)大，用戶對(duì)車輛的舒適性要求不斷提高，具有結(jié)構(gòu)輕量化特點(diǎn)的多用途汽車在較大動(dòng)力發(fā)動(dòng)機(jī)的作用下，若不加以有效控制，會(huì)產(chǎn)生較大的振動(dòng)噪聲。車輛在中低轉(zhuǎn)速下會(huì)出現(xiàn)較大的車內(nèi)轟鳴聲，噪聲問題較為嚴(yán)重，而導(dǎo)致該噪聲的根源在于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振。關(guān)于傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題及相應(yīng)解決方案方面的研究已經(jīng)取得了一定的進(jìn)展，現(xiàn)階段主要可劃分為兩大類解決方案：(1)主要通過扭轉(zhuǎn)減振器、雙質(zhì)量飛輪等部件的加裝方法實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的控制，這種方法通常需結(jié)合使用相應(yīng)的附加子系統(tǒng)，進(jìn)而增加了原傳動(dòng)系統(tǒng)的使用成本及復(fù)雜程度，不利于車輛可靠性的提高；(2)另一種是對(duì)傳動(dòng)系參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，傳統(tǒng)基于經(jīng)驗(yàn)及實(shí)驗(yàn)分析的優(yōu)化方法較為常用，對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的優(yōu)化主要通過改變傳動(dòng)系中的靈敏參數(shù)來實(shí)現(xiàn)，但因受到不確定性的限制導(dǎo)致實(shí)際難以得到最佳的優(yōu)化效果。本文在分析了某前置后驅(qū)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振特性的基礎(chǔ)上，針對(duì)其存在的扭振問題，結(jié)合現(xiàn)有研究成果，基于理論分析和仿真計(jì)算，提出了一種綜合優(yōu)化方案[1]。

2 傳動(dòng)系建模及分析

傳統(tǒng)的前置后驅(qū)汽車普遍存在低轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴聲問題，研究表明其主要使由傳動(dòng)系扭振引起，傳動(dòng)系的復(fù)雜程度較高，扭振所具有的固有頻率同外界激勵(lì)作用頻率一致時(shí)，會(huì)引起扭轉(zhuǎn)共振，當(dāng)共振載荷較大時(shí)會(huì)直接影響到車輛的零部件及性能。為有效提高對(duì)車內(nèi)轟鳴聲的控制效果，本文對(duì)某前置后驅(qū)汽車的傳動(dòng)系扭振特性進(jìn)行了系統(tǒng)地研究，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行建模與試驗(yàn)分析。

2.1 模型建立與扭振試驗(yàn)

該前置后驅(qū)汽車搭載1.5 L直列四缸汽油機(jī)，傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)參數(shù)采用三維實(shí)體建模并經(jīng)過計(jì)算后得出，在此基礎(chǔ)上完成用于仿真分析的19個(gè)自由度扭振模型的建立，具體模型參數(shù),如表1所示。

傳動(dòng)系當(dāng)量系統(tǒng),如圖1所示。

表1 傳動(dòng)系扭振模型參數(shù)

圖1 傳動(dòng)系當(dāng)量系統(tǒng)

采用緩油門加速工況，在轉(zhuǎn)轂上進(jìn)行扭振試驗(yàn)，共選用了具有扭振響應(yīng)較大且易于測(cè)試優(yōu)勢(shì)的4個(gè)扭振測(cè)點(diǎn)，即主減速器、變速器、傳動(dòng)軸及飛輪，測(cè)點(diǎn)布置的示意圖[2],如圖2所示。

圖2 扭振測(cè)點(diǎn)布置示意圖

2.2 模型驗(yàn)證

(1)

對(duì)上式采用TVCA軟件進(jìn)行求解，通過階次分析，得到主減速器輸入端測(cè)點(diǎn)的扭振角速度變化曲線，如圖3所示。

圖3 扭振角速度變化曲線

再將其峰值頻率對(duì)比上述計(jì)算結(jié)果，如表2所示。

表2 傳動(dòng)系扭振固有頻率對(duì)比結(jié)果

模態(tài)頻率測(cè)試值的誤差不超過5%[3]。

(2)

該方程需基于對(duì)象車型的激勵(lì)力矩完成求解過程，傳動(dòng)系存在多種激勵(lì)，傳動(dòng)系扭振分析主要需使用到其中的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)，具體由缸內(nèi)氣體燃燒產(chǎn)生的氣體力矩和曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力矩構(gòu)成，需結(jié)合運(yùn)用示功圖和部件結(jié)構(gòu)參數(shù)完成這兩種力矩的獲取，本文通過模擬發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況完成(2 600 r/min)的示功圖的獲取，如圖4所示。

圖4 示功圖

具體先建立發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER模型，再對(duì)典型工況進(jìn)行仿真試驗(yàn)。各簡(jiǎn)諧力矩的變化規(guī)律則通過簡(jiǎn)諧分析典型工況示功圖獲取，在此基礎(chǔ)上通過擬合曲線得到諧次簡(jiǎn)諧力矩。受迫振動(dòng)響應(yīng)測(cè)試結(jié)果的變化趨勢(shì)同計(jì)算結(jié)果的一致性較好，并且在低轉(zhuǎn)速段具有較好的重合度，說明模型參數(shù)及所建模型準(zhǔn)確有效，能夠滿足研究傳動(dòng)系扭振問題的需求。飛輪端扭振響應(yīng)的測(cè)試結(jié)果[3],如圖5所示。

圖5 飛輪端扭角幅值對(duì)比結(jié)果

2.3 轟鳴聲的產(chǎn)生及控制

由傳動(dòng)系扭振引起的車內(nèi)噪聲主要表現(xiàn)在：(1)傳動(dòng)系中齒輪副在出現(xiàn)轉(zhuǎn)速或扭矩波動(dòng)時(shí)，會(huì)受其影響導(dǎo)致齒間沖擊的出現(xiàn)，此時(shí)沖擊產(chǎn)生的噪聲會(huì)由箱體輻射到車內(nèi)，并且受到?jīng)_擊的齒輪軸會(huì)導(dǎo)致箱壁的橫向振動(dòng)及周圍空氣振動(dòng)，進(jìn)而產(chǎn)生噪聲；(2)后橋殼體受到波動(dòng)的轉(zhuǎn)速或扭矩的影響會(huì)產(chǎn)生回轉(zhuǎn)角振動(dòng)，并在輸入半軸及主減速器后產(chǎn)生交變力，遞至車身引起鈑金件振動(dòng)，產(chǎn)生結(jié)構(gòu)和空氣噪聲。本文通過降低扭振幅值使傳動(dòng)系扭振的傳遞幅度得以有效降低，進(jìn)而降低車內(nèi)轟鳴聲[4]。

3 扭振優(yōu)化

在完成建立傳動(dòng)系統(tǒng)模型的基礎(chǔ)上，通過靈敏度分析傳動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)實(shí)現(xiàn)主要影響參數(shù)的獲取，根據(jù)多目標(biāo)優(yōu)化思想優(yōu)化扭振問題中的相關(guān)參數(shù)。

3.1 傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

(1) 目標(biāo)函數(shù)，針對(duì)變速器和主減速器兩個(gè)輸入端(分別對(duì)應(yīng)下文的 Objective_1、2)，為了能夠在1 000～3 700 r/min內(nèi)，得到幅值最小的二階扭振，分別由ω1～ω56表示角速度幅值，定義目標(biāo)函數(shù)表達(dá)式如下。

y=min(ω1，ω2，…，ω56)(rad/s)

(2) 優(yōu)化變量，選取上述7項(xiàng)關(guān)鍵參數(shù)作為優(yōu)化變量，由x=(x1，x2，…，x7)表示。

(3) 約束條件，將原系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)結(jié)合企業(yè)指定的參數(shù)變動(dòng)范圍完成具體優(yōu)化范圍的設(shè)置[5-6]，如表4所示。

表4 關(guān)鍵參數(shù)變化范圍

(4) 使用遺傳算法獲取優(yōu)化結(jié)果，在 MATLAB 中完成動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的程序編寫后，對(duì)7項(xiàng)關(guān)鍵參數(shù)采用遺傳算法進(jìn)行優(yōu)化。遺傳算法解集圖,如圖6所示。

圖6 遺傳算法解集圖

其中的第7組優(yōu)化結(jié)果，如圖7所示。

圖7 第7組輸入端優(yōu)化結(jié)果

從中選出降低效果較好的解，第7組降低了約26%，變量的具體數(shù)值與變化幅值，說明優(yōu)化效果較好[7],如表5所示。

表5 優(yōu)化解集

3.2 雙質(zhì)量飛輪優(yōu)化

加裝雙質(zhì)量飛輪的模型在上述模型的基礎(chǔ)上，通過調(diào)整相應(yīng)慣量及剛度參數(shù)即可得到，同樣對(duì)雙質(zhì)量飛輪參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，目標(biāo)函數(shù)與前文一致。

(1) 優(yōu)化變量，由x=(x1，x2，x3)表示飛輪剛度、初級(jí)與次級(jí)飛輪慣量參數(shù)3個(gè)優(yōu)化變量。

(2) 約束條件，所設(shè)置的優(yōu)化范圍[8],如表6所示。

表6 參數(shù)優(yōu)化范圍

(3) 優(yōu)化結(jié)果，選出降低效果較好的解，第140組的優(yōu)化結(jié)果,如圖8所示。

扭振峰值在1 600 r/min 附近消失，變量的具體數(shù)值，扭振幅值得到明顯降低，優(yōu)化效果顯著,如表7所示。

圖8 優(yōu)化結(jié)果

表7 優(yōu)化解集

4 降噪方案及驗(yàn)證

以主減速器處扭振幅值為標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)各方案有效性，扭振角位移以及附加扭矩計(jì)算結(jié)果,如圖9所示。

檔位升高扭振共振頻率會(huì)隨之降低，使用阻尼彈性減振器(TVD)有效提高了對(duì)扭振能量的吸收效果，同時(shí)便于改變系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速，實(shí)際需基于對(duì)各檔位的充分考慮,完成對(duì)TVD的匹配，在匹配設(shè)計(jì)減振器時(shí)，選擇53 Hz共振點(diǎn)，據(jù)此計(jì)算得出TVD慣量和剛度，將TVD安裝于傳動(dòng)軸末端后，結(jié)果表明扭角幅值及扭振附加力矩得到明顯降低，但扭振響應(yīng)在900 r附近仍較大。雙質(zhì)量飛輪(DMF)實(shí)現(xiàn)了對(duì)飛輪慣量分配有效調(diào)整，進(jìn)而改善傳動(dòng)系扭振特性，第二飛輪有效避免了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的向后傳遞，匹配雙質(zhì)量飛輪后，有效降低了主減速器扭振幅值，但出現(xiàn)了新的共振峰值，可通過調(diào)整阻尼參數(shù)對(duì)其峰值進(jìn)行控制，車內(nèi)噪聲有明顯改善，尤其是低轉(zhuǎn)速段噪聲幅值得以明顯降低，明顯減小了車內(nèi)轟鳴聲，效果優(yōu)于安裝TVD的效果[9]，如圖10所示。

圖10 車內(nèi)噪聲變化

5 總結(jié)

本文通過建立扭振當(dāng)量系統(tǒng)模型完成自由振動(dòng)的計(jì)算，通過對(duì)象車型發(fā)動(dòng)機(jī)模型的建立實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力矩的獲取，結(jié)合阻尼彈性減振器和雙質(zhì)量飛輪的運(yùn)用，實(shí)現(xiàn)了對(duì)扭振共振的有效控制及扭振向后傳遞的有效隔離，基于所構(gòu)建的模型對(duì)傳動(dòng)系扭振特性進(jìn)行研究，有效降低了車身的扭振激勵(lì)，針對(duì)扭振性能受到傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)的影響，采用靈敏度分析法找出影響較大的參數(shù)，將其連同雙質(zhì)量飛輪參數(shù)采用遺傳算法進(jìn)行優(yōu)化，通過對(duì)搜索過程的自適應(yīng)控制實(shí)現(xiàn)最優(yōu)解的求取，進(jìn)一步改善了傳動(dòng)系扭振特性，進(jìn)而有效提高了抗扭振效果。試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了本文模型及控制方法的有效性，使低轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴聲問題得到明顯改善，具有一定的實(shí)際應(yīng)用價(jià)值。