某乘用皮卡傳動系轟鳴研究及優(yōu)化

繆明學(xué)，鐘秤平，聶思源，徐高新，陳清爽，袁志遠

（1.330001 江西省 南昌市 江鈴汽車股份有限公司；2.330001 江西省 南昌市 江西省汽車噪聲與振動重點實驗室）

0 引言

汽車性能是衡量汽車質(zhì)量的重要指標(biāo)，隨著汽車消費群體年輕化及汽車產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，客戶對車輛的舒適性及靜謐性的要求越來越高。乘用型皮卡是皮卡消費升級和品質(zhì)提升的重要品類，后懸掛類型對皮卡的舒適性有重要影響。多連桿結(jié)構(gòu)有效過濾道路低頻振動，進而提升車輛舒適性，但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與后橋連接桿件較多，傳動系振動傳遞路徑更為豐富，增大了傳動系振動噪聲問題控制難度。國內(nèi)外學(xué)者對傳動系引起的轟鳴問題進行了大量分析研究，刁坤等[1]通過優(yōu)化車身頂蓋橫梁結(jié)構(gòu)、降低傳遞路徑靈敏度優(yōu)化傳動系轟鳴問題；王東等[2]采用雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)改變傳動系扭振頻率，進而優(yōu)化傳動系引起的轟鳴問題，但是雙質(zhì)量飛輪成本較高，高端車型才會采用。

汽車車內(nèi)除了正常的發(fā)動機噪聲、風(fēng)噪聲等，還存在很多異樣的噪聲，如傳動軸引起的車內(nèi)噪聲、進氣系統(tǒng)引起的車內(nèi)噪聲等。而車內(nèi)的低頻轟鳴聲會在車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動，引起人耳不適，甚至出現(xiàn)頭暈、惡心等癥狀[3]。

本文對某國Ⅵ乘用皮卡加速1 450 r/min 轟鳴問題開展研究，通過主觀駕評及客觀數(shù)據(jù)分析，確認轟鳴是發(fā)動機2 階為主貢獻，借助CAE 傳動系扭振及模態(tài)分析模型，采用激勵源、路徑、響應(yīng)模型分析方法[4]，鎖定問題根本原因并且提出有效的解決方案。

1 傳動系轟鳴聲產(chǎn)生機理及常用控制方法

進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)均會引起車內(nèi)轟鳴問題，對進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)產(chǎn)生的NVH 問題，國內(nèi)主機廠均有較成熟的控制技術(shù)及解決方案。傳動系包含了發(fā)動機、變速箱、傳動軸、后橋等復(fù)雜系統(tǒng)，并且子系統(tǒng)之間匹配技術(shù)難度較高，尤其是后驅(qū)車型更為復(fù)雜，圖1 為本文研究對象全油門加速過程中車內(nèi)主駕噪聲圖，圖中斜線為階次，顏色越深代表噪聲能量越強，越容易引起駕乘人員不舒適。

圖1 車內(nèi)轟鳴噪聲彩圖Fig.1 Inner noise colormap data

傳動系引起的轟鳴聲具有低頻特性，頻率在200 Hz 以下，后驅(qū)車型傳動系在200 Hz 以下存在較多的固有頻率，在動力總成、傳動軸、后橋等激勵下極易引起結(jié)構(gòu)共振[5]。發(fā)動機工作時內(nèi)部存在往復(fù)慣性力及缸體內(nèi)周期性壓力引起曲軸扭矩波動，經(jīng)離合器/液力變矩器、變速箱、傳動軸及橋傳遞波動，在扭轉(zhuǎn)模態(tài)處產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動，通過懸掛系統(tǒng)、車架傳至車身，引起車身鈑金振動進而輻射至車內(nèi)產(chǎn)生轟鳴。另外，發(fā)動機的往復(fù)慣性力或者發(fā)動機主階次還會激勵傳動軸模態(tài)或傳動系模態(tài)，振動進一步放大傳遞至車身產(chǎn)生轟鳴。傳動軸的動不平衡也是傳動系激勵之一，如果動不平衡力不能有效控制在較低水平，車輛在高速工況下極易產(chǎn)生轟鳴聲。圖2 是基于源、路徑、響應(yīng)模型建立傳動系引起轟鳴的路徑及常用控制方法。

圖2 傳動系轟鳴產(chǎn)生機理及控制方法Fig.2 Mechanism and control method of driving system roar

激勵源：（1）發(fā)動機往復(fù)慣性力是振動源頭，可通過平衡軸降低該力，但由于成本高，柴油車型應(yīng)用較少，并且還會增大油耗及怠速噪聲；（2）DMF、離心擺、TVD 及慣量環(huán)可有效降低發(fā)動機扭矩波動，DMF 和離心擺對低頻扭轉(zhuǎn)振動改善明顯[2]，傳動系特定扭振頻率問題可采用TVD 降低傳動系扭轉(zhuǎn)振動[6-7]；（3）傳動軸動不平衡量可通過傳動軸本身臺架、傳動軸與對手件輕重點匹配裝配技術(shù)及角度安裝進行控制。

傳遞路徑：（1）發(fā)動機激勵頻率高達200 Hz，傳動系及傳動軸模態(tài)和發(fā)動機激勵頻率需進行解耦，尤其是后驅(qū)車型驅(qū)動總成剛體模態(tài)一定需要避開發(fā)動機扭轉(zhuǎn)模態(tài)及傳動軸模態(tài)，但是由于傳動系及傳動軸結(jié)構(gòu)導(dǎo)致無法100%解耦，因此需要在前期設(shè)計預(yù)留吸振器的空間；（2）提升傳動軸的支撐剛度及驅(qū)動模塊采用隔振措施。

響應(yīng)：提高車身彎扭剛度，降低車身靈敏度[8]。

2 虛擬樣車整車轟鳴仿真分析預(yù)測

后驅(qū)車型開發(fā)階段，傳動系扭振及傳動系模態(tài)分析非常重要，可以對整車轟鳴進行預(yù)測并且提供優(yōu)化方案，縮短物理樣車調(diào)教周期。本文對某乘用皮卡傳動系扭振及模態(tài)進行了研究及分析，該皮卡搭載2.3 T 柴油發(fā)動機及8AT 變速箱，后懸掛匹配多連桿結(jié)構(gòu)。應(yīng)用集中質(zhì)量模型對該皮卡傳動系進行簡化，利用能量守恒原則建立當(dāng)量化等效模型，將每個系統(tǒng)等效為集中慣量單元、彈簧單元、阻尼單元[9-10]。每個子系統(tǒng)根據(jù)以上簡化方法進行等效，該皮卡等效后參數(shù)如表1 和表2 所示。

表1 傳動系扭振關(guān)鍵參數(shù)表Tab.1 Key parameters of torsional vibration of driveline system

表2 變速箱各擋位關(guān)鍵參數(shù)表Tab.2 Key parameters of each gear of transmission

根據(jù)表1、表2 簡化參數(shù)建立傳動系扭振分析模型如圖3[11]所示，各擋傳動系扭振模態(tài)如圖4所示，該車型扭振頻率分布在46～50 Hz。

圖3 傳動系扭振仿真分析模型Fig.3 Torsional vibration CAE model of driveline

圖4 皮卡各擋位傳動系扭振模態(tài)Fig.4 Torsional vibration modes of each gear driveline of a pickup

后橋模態(tài)是后驅(qū)車型產(chǎn)生整車轟鳴的關(guān)鍵因素，因此后橋模態(tài)控制尤為重要。為提前識別該皮卡傳動系帶來的轟鳴風(fēng)險，對虛擬樣車進行后橋模態(tài)仿真分析，后橋Pitch 模態(tài)仿真結(jié)果為46.4 Hz，如圖5 所示，仿真結(jié)果顯示傳動系扭振與后橋Pitch 模態(tài)耦合，顯示整車轟鳴風(fēng)險較大。

圖5 多連桿后橋Pitch 模態(tài)Fig.5 Multi-link rear axle Pitch mode

3 傳動系統(tǒng)與懸掛系統(tǒng)模態(tài)分離控制

為提升整車舒適性，國內(nèi)車企乘用皮卡后懸掛系統(tǒng)大多數(shù)采用多連桿結(jié)構(gòu)，如圖6 所示。皮卡車型后橋模態(tài)的研究是皮卡車輛NVH 性能關(guān)鍵控制因子之一，其中模態(tài)試驗及模態(tài)分析技術(shù)在NVH領(lǐng)域已經(jīng)是必不可少的技術(shù)。

圖6 多連桿和板簧皮卡后懸掛系統(tǒng)Fig.6 Rear suspension of multi-link and spring

模態(tài)分析是將主振型對應(yīng)模態(tài)坐標(biāo)替代物理坐標(biāo)，使得坐標(biāo)耦合方程組解耦成獨立的微分方程組，進而得到系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)。假設(shè)分析對象為N 自由度線性彈性振動系統(tǒng)，其振動運動微分方程為[12]

式中：[M]、[C]、[K]——系統(tǒng)N 階質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣；{u＂（t）}、{u'（t）}、{u（t）}——系統(tǒng)N 階加速度、速度、位移響應(yīng)矩陣；{F（t）}——系統(tǒng)N 階激勵力。

對式（1）進行拉氏變換可得

式中：Mr——模態(tài)質(zhì)量；Cr——模態(tài)阻尼；Kr——模態(tài)剛度；φr——各階模態(tài)振型；r——模態(tài)振型數(shù)。

從模態(tài)分析公式及后懸結(jié)構(gòu)可以得出，多連桿整體式橋Pitch 模態(tài)比板簧結(jié)構(gòu)橋高，并且落在常用轉(zhuǎn)速范圍，容易引起整車轟鳴問題，本文研究對象的多連桿整體式橋Pitch 模態(tài)為46.4 Hz，如圖5 所示，同平臺后懸為板簧結(jié)構(gòu)后橋Pitch 模態(tài)為30.4 Hz，如圖7 所示。

圖7 板簧后橋Pitch 模態(tài)Fig.7 Spring rear axle Pitch mode

由于動力總成方案及整車動力性需求無法從源頭改變傳動系扭振頻率及幅值，需從路徑降低振動傳遞。仿真結(jié)果顯示推力桿襯套動剛度降低50%，后橋Pitch 模態(tài)為37.64 Hz，如圖8 所示，與傳動系扭振頻率滿足避頻要求，但是推力桿襯套剛度對動態(tài)性能影響較大，需物理樣車確認貢獻量。

圖8 推力桿襯套剛度降低后橋Pitch 模態(tài)Fig.8 Rear axle Pitch mode of reducing bushing stiffness

4 物理樣車加速轟鳴問題主客觀確認

4.1 主觀駕評

物理樣車駕評問題確認，AT 柴油乘用車型4、5、6、7、8 擋均存在轉(zhuǎn)速為1 450 r/min 時整車轟鳴且伴隨振動，主觀評估5.5 分，經(jīng)過NVH 專業(yè)團隊駕評，初步鎖定與路面激勵無關(guān)，與傳動系激勵強相關(guān)。

4.2 客觀數(shù)據(jù)采集

結(jié)合主觀駕評結(jié)論，對目標(biāo)車進行客觀數(shù)據(jù)采集。利用專業(yè)的振動噪聲數(shù)采及LMS 分析軟件，噪聲測點為主駕，振動測點為后橋、傳動軸中間支撐、推力桿主被動端，傳動系還布置了扭振采集信號，測試工況為5、6、7、8 擋，發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 250～2 500 r/min 全油門加速。目標(biāo)車5 擋噪聲測試數(shù)據(jù)如圖9 所示，問題轉(zhuǎn)速在1450 r/min，和主觀駕評結(jié)論完全對應(yīng)，再從客觀數(shù)據(jù)提取發(fā)動機2 階、4階發(fā)現(xiàn)，1 450 r/min 轟鳴由發(fā)動機2 階為主貢獻，目標(biāo)車是四缸柴油發(fā)動機，由階次計算式（4）可得轟鳴頻率為48.3 Hz。根據(jù)該車型前期傳動系扭振及后橋仿真分析結(jié)果，推斷是傳動系扭振頻率與后橋模態(tài)耦合引起整車轟鳴。

圖9 全油門加速車內(nèi)噪聲客觀數(shù)據(jù)Fig.9 Objective data of interior noise at full throttle acceleration

式中：f——頻率；n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速；τ——發(fā)動機階次。

4.3 加速轟鳴問題分析

根據(jù)以上結(jié)論，重點分析目標(biāo)車2 階噪聲及2階振動客觀數(shù)據(jù)，傳動系2 階扭振及后橋2 階振與轟鳴問題強相關(guān)，如圖10 所示。為進一步鎖定問題原因，應(yīng)用工作變形模態(tài)分析手段得出后橋ODS模態(tài)為48.3 Hz，如圖11 所示，測點如圖12 所示?；谝陨峡陀^數(shù)據(jù)分析結(jié)果可得，1 450 r/min 整車轟鳴是傳動系扭振頻率與后橋Pitch 模態(tài)耦合產(chǎn)生共振導(dǎo)致的，經(jīng)過多連桿傳遞至車架，最后傳遞至車身輻射至車內(nèi)引起轟鳴。

圖10 車內(nèi)2 階噪聲與傳動系2 階振動數(shù)據(jù)Fig.10 Inner 2nd noise and 2nd driveline vibration

圖11 后橋ODS 模態(tài)Fig.11 Rear axle ODS mode

圖12 后橋ODS 測點Fig.12 Rear axle ODS measuring points

5 優(yōu)化方案選擇及驗證

優(yōu)化該問題從以下2 個方向進行：（1）改變傳動系扭振頻率及降低扭振幅值，但傳動系硬件已完成選型及相關(guān)試驗，若改變傳動系扭振頻率，需對發(fā)動機及變速箱重新選型及試驗，投入大、周期長，無法滿足項目開發(fā)周期；或者選擇傳動系增加48 Hz TVD，改變特定傳動系扭振頻率，但是TVD成本較高；（2）改變后橋Pitch 模態(tài)，避開與傳動系扭振頻率耦合。根據(jù)前期仿真結(jié)果，降低后橋推力桿襯套動剛度50%，后橋Pitch 模態(tài)可降至37 Hz，通過樣件改制降低推力桿襯套后，后橋Pitch 模態(tài)為42.5 Hz，如圖13 所示，整車優(yōu)化效果明顯。如圖14 所示，主觀評估6.75 分，但是動態(tài)性能評估降低推力桿動剛度后，表現(xiàn)轉(zhuǎn)彎過程上下車體出現(xiàn)非線性跟隨，主觀評估從7 分降低至5.5 分，綜合整車舒適性的相互影響，項目不建議該方案。

圖13 推力桿降剛度后橋ODS 模態(tài)Fig.13 Reducing bushing stiffness rear axle ODS mode

圖14 降低推力桿襯套剛度整車優(yōu)化效果Fig.14 Reducing bushing stiffness vs base inner 2nd order noise

由于降低襯套剛度方案對動態(tài)性能影響很大，需要在傳動系扭振方面采取措施改變傳動系扭振頻率，TVD 就是為了解決傳動系特定頻率扭振問題，該問題中心頻率為48.3 Hz，因此選取48 Hz TVD方案進行整車驗證，TVD 安裝位置如圖15 所示，傳動系2 階扭振頻率及幅值均存在明顯降低，如圖16 所示，整車噪聲改善效果如圖17 所示，主觀評估7分，最終通過傳動系增加TVD優(yōu)化該轟鳴問題。

圖15 TVD 安裝位置Fig.15 TVD installation position

圖16 傳動系2 階扭振前后對比數(shù)據(jù)Fig.16 Driveline 2nd torsional vibration data

圖17 TVD 方案優(yōu)化前后車內(nèi)2 階噪聲Fig.17 TVD vs base inner 2nd order noise

6 結(jié)語

本文對傳動系引起整車轟鳴進行了機理研究及分析，結(jié)合仿真預(yù)測及客觀數(shù)據(jù)分析提出了解決乘用皮卡傳動系引起轟鳴問題的優(yōu)化方向及措施：

（1）基于有限元分析方法及傳動系扭振分析模型，對整車加速轟鳴問題進行預(yù)測并且提供了優(yōu)化方向及措施；（2）對加速轟鳴問題進行詳細主觀評估及客觀數(shù)據(jù)采集，確定了轟鳴問題主要貢獻能量，通過階次分析技術(shù)確定了問題頻率，為后期問題排查及優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)；（3）結(jié)合客觀數(shù)據(jù)，鎖定了轟鳴產(chǎn)生原因，通過前期仿真預(yù)測及優(yōu)化方案快速進行整車驗證及評估，同時兼顧動態(tài)性能，選取高性價比方案對轟鳴問題進行改善。通過優(yōu)化方案前后對比，客觀數(shù)據(jù)顯示對問題頻率范圍的優(yōu)化效果非常明顯，主觀評估優(yōu)化后完全可接受，為整車加速車內(nèi)轟鳴問題提供了優(yōu)化方向。