前置后驅(qū)車型傳動系扭振問題分析與優(yōu)化

紀(jì)浩　韋進(jìn)光　韋寶侶　符琳　李小珊

摘 要：某前置后驅(qū)車型在1900～2050rpm轉(zhuǎn)速、三擋全油門加速工況下出現(xiàn)車內(nèi)轟鳴聲問題，本研究通過實測與整車扭振仿真確定該NVH問題由傳動系扭振引起，并通過重新匹配設(shè)計飛輪參數(shù)解決了該NVH問題。經(jīng)實測驗證，車內(nèi)噪聲由69.2dB下降到59.8dB，車內(nèi)轟鳴聲主觀感受改善明顯。

關(guān)鍵詞：扭振 前置后驅(qū) 轟鳴聲 傳動系統(tǒng)

Analysis and Optimization of Torsional Vibration in the Transmission System of Front-rear Drive Vehicle

Ji Hao Wei Jinguang Wei Baolu Fu Lin Li Xiaoshan

Abstract：A front-end rear-wheel-drive model has a roaring sound problem in the 1900-2050rpm speed and three-gear full-throttle acceleration. This study determined that the NVH problem was caused by the torsional vibration of the drive train through actual measurement and vehicle torsional vibration simulation. And the NVH problem was solved by re-matching the design flywheel parameters. It is verified by actual measurement that the noise inside the car has dropped from 69.2 dB to 59.8 dB， and the subjective feeling of the roar inside the car has been significantly improved.

Key words：torsional vibration， front-rear drive， roar， transmission system

1 前言

目前市面上微型車以前置后驅(qū)布置為主，由于爬坡性能優(yōu)越深受客戶喜愛。微車傳動系統(tǒng)是由多自由度的非線性扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)組成[1，2]，主要包括了發(fā)動機(jī)、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸等零部件系統(tǒng)。隨發(fā)動機(jī)點火爆震引起傳動系統(tǒng)各級部件轉(zhuǎn)速加速度波動，當(dāng)外界激勵與傳動系統(tǒng)頻率重合就會產(chǎn)生共振問題[3]。振動通過各個傳動系統(tǒng)安裝支座傳到車身，引起車廂抖動及轟鳴[4]。王東[5]研究了由減速器齒輪耦合噪聲產(chǎn)生的機(jī)理，從激勵源控制的角度出發(fā)，降低了車內(nèi)扭振轟鳴聲。黃豐云[6]等通過考慮萬向節(jié)不等速及后橋齒輪嚙合剛度，搭建了傳動系統(tǒng)扭振數(shù)學(xué)模型，為扭振系統(tǒng)的研究提供了理論依據(jù)。

本文為解決某后驅(qū)微車在研發(fā)過程中出現(xiàn)的三擋全油門加速工況下車內(nèi)嚴(yán)重轟鳴聲NVH問題，通過Polytec-RLV-5500激光扭振測試儀、LMS SCADAS Mobile數(shù)采等設(shè)備采集數(shù)據(jù)，利用LMS Virtual.Lab搭建整車傳動系統(tǒng)仿真模型，并通過測試數(shù)據(jù)驗證仿真模型的準(zhǔn)確性，為降低車內(nèi)轟鳴聲提供了有效的解決方案。

2 傳動系統(tǒng)扭振仿真模型

2.1 扭振整車仿真模型搭建

利用LMS Virtual.Lab搭建出現(xiàn)轟鳴聲問題車的整車仿真模型，如圖1所示，其中車身、發(fā)動機(jī)缸體、變速箱缸體等零部件為了展示效果進(jìn)行了隱藏。

本仿真模型通過發(fā)動機(jī)缸壓驅(qū)動曲軸，經(jīng)由離合器、變速箱、傳動軸、獨(dú)立主減、半軸、車輪、懸掛的各安裝支架傳遞到車身。模型中使用了發(fā)動機(jī)各缸壓功率譜、電機(jī)啟動力矩、發(fā)動機(jī)阻力矩、離合器接觸力矩、輪胎滑移力矩，以及各零部件質(zhì)量、慣量、慣性矩，整車質(zhì)心、剛度等數(shù)據(jù)。該問題車使用的單質(zhì)量飛輪廣義第一飛輪慣量為0.1659kg.m2、廣義第二飛輪慣量為0.0068kg.m2、阻尼為15N.m/rad/s。使用的彈簧減振特性見圖2的（1）圖所示。

2.2 扭振仿真模型驗證

本研究通過Polytec-RLV-5500激光扭振測試儀對該微車的飛輪端和變速箱輸入端進(jìn)行了角加速度測試，發(fā)現(xiàn)飛輪端發(fā)動機(jī)2階角加速在1900～2050rpm轉(zhuǎn)速出現(xiàn)峰值，與LMS SCADAS Mobile數(shù)采在車內(nèi)前排座椅所采集的聲音2階噪聲極值出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速一致，鎖定車內(nèi)轟鳴聲由傳動系統(tǒng)的扭振引起。本研究的扭振仿真模型通過三擋全油門加速工況下的發(fā)動機(jī)缸壓驅(qū)動，在第一飛輪的輸入端和變速器的輸入端布置角加速度傳感器，提取仿真模型發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與角加速度的波動曲線如圖3所示。飛輪端和變速箱輸入端2階角加速度波動的仿真與測試重合度較好，變化趨勢一致，仿真模型可用于該微車傳動系統(tǒng)扭振問題的研究。

3 扭振降噪方案及驗證

3.1 扭振降噪方案

通過測試與仿真確認(rèn)車內(nèi)轟鳴聲為傳動系統(tǒng)扭振引起，業(yè)內(nèi)解決扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲措施：1、盡量減小角加速度波動，即控制激勵源;2、盡量減小傳到車身的振動加速度或力，即消減傳遞路徑上的振動[7]。本研究針對1900～2050rpm附近引起的扭振轟鳴問題，采取使用雙質(zhì)量飛輪（TVD）控制激勵源的角加速度波動。

根據(jù)扭振仿真模型，新匹配設(shè)計的飛輪基本參數(shù)見表1，調(diào)整了廣義第一、二飛輪的慣量比。扭轉(zhuǎn)減振彈簧特性曲線見圖2（2）所示，采用兩級分段扭轉(zhuǎn)剛度特性，抑制更寬頻率的振動。

扭振仿真模型中提取飛輪端和變速箱輸入端2階角加速度波動曲線如圖4所示。使用雙質(zhì)量飛輪（TVD）在1900～2050rpm轉(zhuǎn)速飛輪端的角加速度較原設(shè)計方案降低104rad/s2，變速箱輸入端角加速度較原設(shè)計方案降低287rad/s2，仿真驗證改善效果明顯。

3.2 扭振降噪效果驗證

將新匹配的雙質(zhì)量飛輪（TVD）更換到原車上，在前排駕駛員同一位置進(jìn)行了噪聲測試，結(jié)果如圖5所示。對比2階噪聲測試結(jié)果，在1900～2050rpm轉(zhuǎn)速段，前排的峰值噪聲由69.2dB下降到了59.8dB，降低了9.4dB，降噪效果明顯。在三擋全油門加速工況下變速箱輸入端的瀑布圖如圖6所示，單質(zhì)量飛輪車型瀑布圖見圖6左圖，存在由發(fā)動機(jī)引起的2階激勵，采用新匹配的雙質(zhì)量飛輪（TVD）由發(fā)動機(jī)引起的2階激勵明顯降低（見右圖）。同時在1900～2050rpm轉(zhuǎn)速段的車內(nèi)轟鳴聲主觀感受上也改善明顯。

4 結(jié)論

1）本文通過Polytec-RLV-5500激光扭振測試儀、LMS SCADAS Mobile數(shù)采等設(shè)備采集數(shù)據(jù)，分析確認(rèn)該研究車型的車內(nèi)轟鳴聲由傳動系統(tǒng)扭振引起;

2）利用LMS Virtual.Lab搭建扭振整車仿真模型，通過三擋全油門加速工況下的發(fā)動機(jī)缸壓驅(qū)動，對整車傳動系統(tǒng)進(jìn)行了扭振仿真，對比仿真與試驗結(jié)果驗證了模型的有效性;

3）本研究通過仿真模型匹配新設(shè)計的雙質(zhì)量飛輪參數(shù)，通過將單質(zhì)量飛輪更換為雙質(zhì)量飛輪（TVD）解決車內(nèi)轟鳴聲問題，通過實車測試，驗證了仿真模型提出的參數(shù)的有效性，車內(nèi)噪聲降噪明顯，解決了由傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲問題。

資助項目：廣西創(chuàng)新驅(qū)動發(fā)展專項項目（2018AA18027）資助。

參考文獻(xiàn)：

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