車輛傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)撞擊聲識別與動(dòng)力學(xué)仿真

徐輝輝,梅自元,周益

1.麥格納動(dòng)力總成(江西)有限公司產(chǎn)品工程部,江西南昌 330013;2.重慶大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，重慶 400044

0 引言

隨著汽車開發(fā)技術(shù)的發(fā)展，車內(nèi)噪聲被降到越來越低的水平，尤其是發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、道路噪聲和空氣動(dòng)力學(xué)噪聲等。整車傳動(dòng)系統(tǒng)在急踩/急收油門、離合器結(jié)合和換擋等瞬態(tài)過程中產(chǎn)生一些不期望出現(xiàn)的聲音，會降低駕乘人員對車輛的主觀駕評結(jié)果，嚴(yán)重降低整車的駕乘舒適性。傳動(dòng)系統(tǒng)撞擊聲是由于瞬態(tài)沖擊載荷導(dǎo)致的金屬撞擊聲[1]。

本文以某前驅(qū)6MT SUV車型的急踩油門瞬態(tài)撞擊聲為例，闡述了整車上傳動(dòng)系統(tǒng)各零件轉(zhuǎn)速和撞擊振動(dòng)響應(yīng)的測量方法，根據(jù)測量的時(shí)間歷程識別出產(chǎn)生撞擊聲的零件。搭建7自由度集中慣量的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算系統(tǒng)的模態(tài)頻率、振型和動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。在此基礎(chǔ)上全面分析傳動(dòng)系統(tǒng)的輸入激勵(lì)和各參數(shù)對輸入軸角加速度影響的敏感度。最后通過優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)扭矩的建立時(shí)間降低了瞬態(tài)撞擊聲。

1 撞擊聲測量、分析與評價(jià)

1.1 瞬態(tài)轉(zhuǎn)速與撞擊聲的整車測量

某1.8T四沖程四缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)匹配雙質(zhì)量飛輪和6MT的SUV車型各擋位在急踩油門時(shí)存在明顯的傳動(dòng)系統(tǒng)撞擊聲。為準(zhǔn)確識別出傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生撞擊聲的部位，在傳動(dòng)系統(tǒng)各關(guān)鍵部位布置非接觸式的磁電式轉(zhuǎn)速器[2]，這些部位包括：雙質(zhì)量飛輪初級質(zhì)量、變速器輸入軸、變速器輸出軸、主減差速器。同時(shí)在變速器殼體和車內(nèi)駕駛員位置處布置振動(dòng)加速度計(jì)和麥克風(fēng)分別采集傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊振動(dòng)和車內(nèi)聲音的響應(yīng)，如圖1所示。

圖1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)傳感器測點(diǎn)

1.2 瞬態(tài)轉(zhuǎn)速和撞擊的時(shí)間歷程分析

以4擋在轉(zhuǎn)速為1 200 r/min急踩油門工況為例，對瞬態(tài)工況下的傳動(dòng)系統(tǒng)各零件的轉(zhuǎn)速和變速器殼體振動(dòng)加速度進(jìn)行響應(yīng)分析，結(jié)果如圖2所示。整車在急踩油門瞬態(tài)時(shí)，車內(nèi)存在較明顯的一聲金屬撞擊聲。通過對車內(nèi)雙耳麥克風(fēng)信號進(jìn)行回放，確定噪聲和振動(dòng)發(fā)生在9.58 s時(shí)的第二次瞬態(tài)沖擊。對上述結(jié)果的瞬時(shí)轉(zhuǎn)速和振動(dòng)響應(yīng)信號按照時(shí)間序列進(jìn)行分析，并找出產(chǎn)生撞擊聲的部位。

圖2 4擋在轉(zhuǎn)速為1 200 r/min急踩油門工況的測量結(jié)果

第一階段為從t1=9.44 s到時(shí)間段的急踩油門扭矩建立和飛輪與變速器輸入軸花鍵側(cè)隙消除的過程。t1=9.44 s時(shí)刻之前，車輛處于反拖駕駛模式，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n1稍低于變速器輸入軸轉(zhuǎn)速n2。從t1時(shí)刻開始，駕駛員開始踩油門踏板，在發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的作用下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n1和變速器各轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速n2、n3、n4均升高。由于雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器的低剛度特性和離合器/變速器輸入軸花鍵的存在，轉(zhuǎn)速n1超過n2、n3、n4。

第二階段從t2=9.52 s到t4=9.57 s的傳動(dòng)系統(tǒng)側(cè)隙消除和以低階固有頻率振蕩的過程。由于變速器零件的側(cè)隙和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率影響，變速器轉(zhuǎn)速開始以低階扭振固有頻率開始周期性振蕩。通過實(shí)測扭振數(shù)據(jù)，計(jì)算出低階固有頻率f1=1/Δt1=1/0.065 4 s=15.30 Hz。由于變速器齒輪副和同步器側(cè)隙的存在，變速器輸入軸轉(zhuǎn)速的變化比輸出軸和主減差速器變化快，是消除變速器齒輪副和同步器側(cè)隙的過程，首先消除4擋齒輪副側(cè)隙，再消除同步器和主減齒輪側(cè)隙。在t3時(shí)刻，上述側(cè)隙被全部消除。t2～t3存在較輕微的傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊，由于沖擊能量較弱，無法傳遞到車內(nèi)，因此該沖擊無法被駕乘人員感知到。從t3時(shí)刻開始，變速器輸入軸、輸出軸和主減差速器的轉(zhuǎn)速繼續(xù)上升，在t4時(shí)刻達(dá)到與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速大小一致，傳動(dòng)系統(tǒng)的所有側(cè)隙均消除，所有零件以速比關(guān)系傳遞轉(zhuǎn)速和扭矩。

第三階段為從t4～t6時(shí)的傳動(dòng)系統(tǒng)以固有頻率整體振蕩的過程。由于整車慣量相比發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)大很多，故整車轉(zhuǎn)速(輪胎和半軸轉(zhuǎn)速)在急踩油門的短時(shí)間內(nèi)基本保持不變。在這個(gè)階段，主減差速器和半軸之間存在一個(gè)速度差，半軸和整車會把主減差速器拉低到與其相等。由于差速器內(nèi)部和半軸花鍵側(cè)隙較大，該階段的沖擊會非常大。圖2中的加速度響應(yīng)在該時(shí)候的高幅值表明撞擊能量較高。較高能量的瞬態(tài)沖擊產(chǎn)生非常明顯的金屬撞擊聲，通過結(jié)構(gòu)和空氣路徑傳遞到車內(nèi)。傳動(dòng)系統(tǒng)的主減差速器和半軸部分以某一固有頻率在振蕩，該振蕩固有頻率計(jì)算結(jié)果為f2=1/Δt2=1/0.014 9 s=67.10 Hz。

從以上時(shí)間歷程的詳細(xì)分析可知，車內(nèi)可識別的撞擊聲主要是在差速器總成和半軸花鍵處產(chǎn)生。急踩油門工況下激發(fā)了傳動(dòng)系統(tǒng)的兩個(gè)固有頻率：整體的低階固有頻率15.30 Hz和差速器/半軸的局部固有頻率67.10 Hz。

1.3 撞擊聲客觀評價(jià)參數(shù)

變速器殼體振動(dòng)加速度越大，能量越大，車內(nèi)的撞擊聲會越明顯，因此可以用殼體振動(dòng)加速度的大小表征傳動(dòng)系統(tǒng)撞擊聲的嚴(yán)重程度，其缺點(diǎn)是無法鎖定發(fā)生撞擊聲的零件部位。各研究機(jī)構(gòu)和主機(jī)廠等一般利用傳動(dòng)系統(tǒng)各零件的扭轉(zhuǎn)角加速度參數(shù)表征撞擊聲的嚴(yán)重程度[3-4]。

對相同急踩油門工況下不同油門開度、撞擊聲嚴(yán)重程度大小不同的20組客觀數(shù)據(jù)中的振動(dòng)響應(yīng)和各部位的角加速度和轉(zhuǎn)速波動(dòng)做相關(guān)性分析，從相關(guān)性結(jié)果中找出最能體現(xiàn)撞擊嚴(yán)重程度的參數(shù)，目的是為后續(xù)的撞擊聲故障診斷、仿真分析評價(jià)和優(yōu)化的評估提供客觀評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。

表1為撞擊聲各客觀評價(jià)參數(shù)與撞擊振動(dòng)響應(yīng)的相關(guān)性分析結(jié)果。結(jié)果表明：變速器輸入軸、輸出軸和主減差速器部位的角加速度是表征該車型急踩油門工況撞擊聲的最佳評價(jià)參數(shù)，主減和輸入軸角加速度的相關(guān)性系數(shù)最高進(jìn)一步表明撞擊聲產(chǎn)生部位為變速器輸入端和主減差速器部位，與第1.2節(jié)的時(shí)間歷程分析結(jié)果相同。

表1 撞擊聲各客觀評價(jià)參數(shù)與撞擊振動(dòng)響應(yīng)的相關(guān)性分析結(jié)果

2 一維動(dòng)力學(xué)仿真

2.1 動(dòng)力學(xué)模型

車輛傳動(dòng)系統(tǒng)在200 Hz以下的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)可以使用少自由度的集中參數(shù)法，自由度和變量數(shù)盡可能少，以減小變量估計(jì)帶來的誤差。車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)參數(shù)主要包含轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、剛度和阻尼。針對15.3 Hz和67.1 Hz低頻扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問題，12自由度以內(nèi)的一維仿真模型足夠精確[5]。結(jié)合本文發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際情況，使用7自由度的一維動(dòng)力學(xué)仿真當(dāng)量模型,如圖3所示，仿真使用的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼參數(shù)列于表2，所有參數(shù)均根據(jù)速比等效到輸入端。

表2 扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真分析參數(shù)

圖3 傳動(dòng)系統(tǒng)7自由度一維動(dòng)力學(xué)仿真當(dāng)量模型

雙質(zhì)量飛輪的減振器在車輛正常加速工況下主要工作在第二級剛度區(qū)域，可以把飛輪減振器簡化為剛度阻尼模型。同時(shí)由于齒輪副接觸剛度的數(shù)量級為1×108Nm/rad，比傳動(dòng)系統(tǒng)中各旋轉(zhuǎn)軸、減振器和輪胎等零件的扭轉(zhuǎn)剛度高兩個(gè)數(shù)量級，因此本文把齒輪副接觸近似為無限剛性，忽略齒輪接觸對傳動(dòng)系統(tǒng)低階固有頻率和振動(dòng)等動(dòng)態(tài)特性的影響，對低階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)依然取得較為滿意的效果。

2.2 扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)分析

振動(dòng)模態(tài)包括振動(dòng)的固有頻率和振型。在MATLABR2018b中計(jì)算的該模型所有7階有阻尼固有頻率結(jié)果列于表3。

表3 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)有阻尼固有頻率 單位:Hz

由表3可知，第3階模態(tài)頻率14.59 Hz與實(shí)測的固有頻率15.30 Hz接近，兩者誤差僅為4.86%;第4階模態(tài)頻率64.52 Hz與實(shí)測67.10 Hz接近，兩者誤差為4%，均低于5%的誤差要求。進(jìn)一步考察該兩階模態(tài)頻率對應(yīng)的振型，分別如圖4和圖5所示。

圖4 第3階頻率14.59 Hz處的振型

圖5 第4階頻率64.52 Hz處的振型

由圖4可知，14.59 Hz模態(tài)頻率主要由飛輪和半軸引起，通過仿真參數(shù)可知，飛輪和半軸的剛度最小，兩者之間的變速器剛度最大。由圖5可知，64.52 Hz模態(tài)頻率主要由半軸和輪胎引起，是一個(gè)局部模態(tài)。這與本文第1.2節(jié)的傳動(dòng)系統(tǒng)各轉(zhuǎn)速信號的時(shí)間歷程分析結(jié)果一致。所建立的7自由度動(dòng)力學(xué)模型和輸入?yún)?shù)計(jì)算的模態(tài)頻率與實(shí)測頻率誤差較小，模態(tài)振型與動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析結(jié)果一致。

2.3 動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析

利用第1.1節(jié)整車實(shí)測得到的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩信號作為動(dòng)力學(xué)模型的輸入激勵(lì)，計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。選取與撞擊聲相關(guān)性系數(shù)最高的輸入軸角加速度為撞擊聲評價(jià)參數(shù)，對變速器輸入軸進(jìn)行測量，并與動(dòng)力學(xué)模型仿真的輸入軸角加速度結(jié)果進(jìn)行對比，如圖6所示。由圖可知，實(shí)測與仿真的角加速度在9.6 s左右的峰值分別為2 355 rad/s2和2 849 rad/s2，對應(yīng)傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)出嚴(yán)重的撞擊聲，與第1.2節(jié)的實(shí)測結(jié)果吻合。

圖6 變速器輸入實(shí)測與仿真結(jié)果對比

綜上，模態(tài)分析結(jié)果表明傳動(dòng)系統(tǒng)在急踩油門瞬態(tài)工況下產(chǎn)生的主要撞擊聲由變速器輸入端(飛輪和離合器)和輸出端(差速器和半軸)產(chǎn)生。進(jìn)一步根據(jù)動(dòng)力學(xué)仿真與實(shí)測結(jié)果的對比，說明建立的一維動(dòng)力學(xué)模型和仿真參數(shù)估計(jì)的正確性。

3 參數(shù)對撞擊聲響應(yīng)的敏感度分析

根據(jù)第2節(jié)建立的動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，分析不同參數(shù)對急踩油門瞬態(tài)工況下傳動(dòng)系統(tǒng)撞擊聲響應(yīng)大小的影響。參數(shù)的靈敏度分析，是指分析某一參數(shù)對結(jié)果影響的大小。采用單因素敏感度分析法，即分析某一參數(shù)對響應(yīng)結(jié)果的影響時(shí)，只改變該參數(shù)的數(shù)值大小，其余參數(shù)保持均按照名義值設(shè)置。通過該方法可以對所有參數(shù)的敏感度大小進(jìn)行排序，找出并優(yōu)化對撞擊聲影響最大的一個(gè)或者幾個(gè)參數(shù)，達(dá)到減小或者消除撞擊聲的目的。

參考過去有關(guān)傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)撞擊聲的研究結(jié)果[1-6]，主要研究如下參數(shù)對撞擊聲的影響：發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化率、傳動(dòng)系統(tǒng)各側(cè)隙、雙質(zhì)量飛輪剛度特性、旋轉(zhuǎn)部件的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。為保持各參數(shù)敏感度系數(shù)具有可比性，所有參數(shù)均在名義值的0.25～0.75變化。表4是參數(shù)對輸入軸角加速度峰值的敏感度系數(shù)統(tǒng)計(jì)，數(shù)值為負(fù)數(shù)表明增加該數(shù)值可以降低輸入軸角加速度，減小撞擊聲。

表4 參數(shù)對輸入軸角加速度峰值的敏感度系數(shù)統(tǒng)計(jì)

對傳動(dòng)系統(tǒng)影響最大參數(shù)為發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的建立時(shí)間，增加時(shí)間可以減小撞擊聲。雙質(zhì)量飛輪和半軸剛度以及差速器側(cè)隙是影響撞擊聲第二敏感的參數(shù)，增大以上參數(shù)會惡化撞擊聲。傳動(dòng)系統(tǒng)各配合間隙和輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對輸入軸角加速度和撞擊聲的影響較小，而且傳動(dòng)系統(tǒng)的間隙必須保持在一定范圍以涵蓋零件的加工、裝配誤差和溫度變化帶來的側(cè)隙變化。以上結(jié)果說明減小發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩在急踩油門等瞬態(tài)工況下的變化速率，是減小整車傳動(dòng)系統(tǒng)撞擊聲的最有效的方法，該結(jié)論與其他學(xué)者[7-8]的研究結(jié)果相同。

4 整車優(yōu)化驗(yàn)證

根據(jù)第3節(jié)各分析參數(shù)的敏感度結(jié)果，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化速率是最敏感的參數(shù)。通過發(fā)動(dòng)機(jī)控制程序(engine control unit,ECU)增加發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩濾波的方式減緩扭矩變化速率，圖7給出了發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩濾波后的整車實(shí)測輸入軸角加速度，以及整車實(shí)測發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩和轉(zhuǎn)速作為動(dòng)力學(xué)計(jì)算的輸入激勵(lì)重新計(jì)算的輸入軸角加速度結(jié)果。通過與圖6結(jié)果相比，整車實(shí)測的輸入角加速度峰值由改善前的2 355 rad/s2降低到改善后的1 372,動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算結(jié)果由改善前的2 849 rad/s2降低到1 640 rad/s2，實(shí)測和仿真分別降低了41.74%和42.44%，撞擊強(qiáng)度降低了50%左右，可以顯著減小整車上的撞擊聲。

圖7 降低發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化率后的輸入軸角加速度

圖8給出了發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩濾波后的傳動(dòng)系統(tǒng)各轉(zhuǎn)速和變速器殼體振動(dòng)的測量結(jié)果，與原始狀態(tài)相比，發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)各位置的轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅值降低，由瞬態(tài)撞擊產(chǎn)生的變速器殼體振動(dòng)峰值由13.60 dB降低到8.49 dB，低于主機(jī)廠關(guān)于瞬態(tài)撞擊振動(dòng)12.00 dB幅值的要求，車內(nèi)乘客也無法主觀識別急踩油門瞬態(tài)工況產(chǎn)生的撞擊聲。

圖8 降低發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化率后的轉(zhuǎn)速和殼體振動(dòng)

5 結(jié)論

本文闡述了根據(jù)轉(zhuǎn)速和振動(dòng)時(shí)間歷程識別傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)工況下的撞擊聲，以及少自由度集中慣量扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的模態(tài)、動(dòng)力學(xué)響應(yīng)和參數(shù)敏感度分析方法，可以為主機(jī)廠和相關(guān)零部件企業(yè)對瞬態(tài)沖擊振動(dòng)提供一定的工程參考價(jià)值。

(1)利用NVH設(shè)備采集了傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行工況下的各關(guān)鍵零部件的轉(zhuǎn)速和振動(dòng)時(shí)間歷程，識別了傳動(dòng)系統(tǒng)在急踩油門工況下的撞擊聲主要有變速輸入端花鍵和輸出端的差速器產(chǎn)生。

(2)建立了7自由度集中慣量的一維傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算了各階扭轉(zhuǎn)模態(tài)和振型。結(jié)果顯示：第3階和第4階模態(tài)頻率及振型與整車分析結(jié)果相同，由該模型計(jì)算得到的輸入軸角加速度與實(shí)測結(jié)果接近。

(3)分析了發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)扭矩的建立時(shí)間和傳動(dòng)系統(tǒng)各主要參數(shù)對輸入軸角加速度影響的敏感度。結(jié)果表明：發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)扭矩的建立時(shí)間對輸入軸角加速度和撞擊聲影響最敏感，增加響應(yīng)時(shí)間可以減小角加速度，降低撞擊聲。增加發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩濾波后的整車實(shí)測和動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算結(jié)果實(shí)測和仿真分別降低了41.74%和42.44%。變速器殼體撞擊振動(dòng)響應(yīng)由13.6 dB降低到8.49 dB，滿足了主機(jī)廠的要求。