摘要:針對(duì)某款后驅(qū)車(chē)輛在運(yùn)行過(guò)程中異常明顯的車(chē)內(nèi)轟鳴問(wèn)題,對(duì)整車(chē)進(jìn)行轟鳴試驗(yàn),確認(rèn)轟鳴振動(dòng)的狀態(tài).同時(shí),對(duì)該后驅(qū)車(chē)輛的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行臺(tái)架掃頻試驗(yàn),以研究傳動(dòng)系統(tǒng)共振模態(tài)對(duì)轟鳴振動(dòng)的影響.借助ADAMS 軟件搭建整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型,利用對(duì)標(biāo)后的模型進(jìn)行模態(tài)解析計(jì)算,對(duì)轟鳴振動(dòng)的發(fā)生機(jī)理進(jìn)行研究,進(jìn)而制定改善轟鳴振動(dòng)的方案,同時(shí)在實(shí)車(chē)上進(jìn)行驗(yàn)證.結(jié)果表明:針對(duì)離合器剛度及傳動(dòng)軸振動(dòng)的改善方案能夠有效地解決后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴問(wèn)題.關(guān)鍵詞:轟鳴;模態(tài)解析;轟鳴機(jī)理;離合器優(yōu)化;振動(dòng)吸收器

０ 引言前置后驅(qū)車(chē)型的傳動(dòng)系統(tǒng)一般由發(fā)動(dòng)機(jī)、飛輪、離合器、變速箱、傳動(dòng)軸、主減速器、驅(qū)動(dòng)半軸及車(chē)輪等組成.傳動(dòng)系統(tǒng)各個(gè)部件一般具有一定的扭轉(zhuǎn)剛度,所以傳動(dòng)系統(tǒng)自身會(huì)有固有頻率,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)或者路面的激勵(lì)與傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率接近時(shí),傳動(dòng)系統(tǒng)便會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振特性,產(chǎn)生強(qiáng)烈的噪聲,傳至車(chē)內(nèi)后有可能與車(chē)內(nèi)的空腔模態(tài)耦合從而產(chǎn)生轟鳴聲.轟鳴聲容易引起駕駛員煩躁不安,對(duì)駕駛員來(lái)說(shuō)是非常危險(xiǎn)的,很容易導(dǎo)致交通事故,因此,對(duì)后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴性能進(jìn)行研究是很有必要的.國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴問(wèn)題進(jìn)行了諸多研究.唐子等[１]研究表明,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出簡(jiǎn)諧轉(zhuǎn)矩引發(fā)的傳動(dòng)系扭振會(huì)引起主減速器齒輪嚙合力變化,進(jìn)而引起車(chē)身振動(dòng).王東等[２]提出了一系列控制主減速器處的扭振幅值的方案,可以有效地解決轟鳴聲的問(wèn)題.蔡蕓[３]提出了同時(shí)考慮傳動(dòng)系統(tǒng)扭振和汽車(chē)動(dòng)力性的綜合優(yōu)化方案來(lái)解決傳動(dòng)系統(tǒng)共振問(wèn)題.康強(qiáng)等[４]對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振強(qiáng)迫振動(dòng)進(jìn)行計(jì)算分析與扭振測(cè)試,明確轟鳴問(wèn)題是由傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致的.吳昱東等[５]運(yùn)用減振帶隙計(jì)算方法設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器,可有效抑制傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng),降低車(chē)內(nèi)轟鳴聲.LIU 等[６]針對(duì)汽車(chē)加速過(guò)程中出現(xiàn)的噪聲問(wèn)題,研究了多級(jí)離合器阻尼器和齒輪側(cè)隙的非線性特性,提出了一種離合器動(dòng)力學(xué)的優(yōu)化方法.ZU 等[７]設(shè)計(jì)出一套阻尼可調(diào)的半主動(dòng)控制式的磁流變液雙質(zhì)量飛輪裝置,減小了啟停工況的最大扭矩和相對(duì)轉(zhuǎn)角,有效解決了轟鳴噪聲問(wèn)題.以上學(xué)者針對(duì)汽車(chē)轟鳴噪聲的研究為汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展提供了一定的支持,但對(duì)轟鳴振動(dòng)噪聲的機(jī)理分析主要采用試驗(yàn)的方法進(jìn)行分析,然后提出解決方案以解決傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問(wèn)題.本文采用多體模型以及試驗(yàn)結(jié)果相結(jié)合的方法,以某款后驅(qū)車(chē)輛的傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴性能改進(jìn)研究開(kāi)發(fā)項(xiàng)目為基礎(chǔ),建立傳動(dòng)系統(tǒng)及整車(chē)的多體動(dòng)力學(xué)模型,以模型為基礎(chǔ)研究分析后驅(qū)車(chē)輛轟鳴問(wèn)題的基本機(jī)理,同時(shí)結(jié)合整車(chē)以及臺(tái)架試驗(yàn)的結(jié)果,針對(duì)轟鳴問(wèn)題提出相應(yīng)的改善方案,以實(shí)現(xiàn)主要的傳動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)性能前期設(shè)計(jì)能力的提升.１ 后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴性能１ ．１ 問(wèn)題概要該款前置后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴問(wèn)題具體表現(xiàn)為:加速工況在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速１６００ r/min 附近,滑行工況在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速２７００ r/min 時(shí)車(chē)內(nèi)轟鳴聲、振動(dòng)較大,數(shù)據(jù)上表現(xiàn)為發(fā)動(dòng)機(jī)２ 階.１ ．２ 整車(chē)試驗(yàn)轟鳴性能整車(chē)試驗(yàn)方法如下:①選擇平直良好的路面進(jìn)行試驗(yàn),將發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行足夠預(yù)熱以確保達(dá)到穩(wěn)態(tài);②試驗(yàn)擋位:３ 擋、４ 擋,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速:１０００ ~３５００ r/min;試驗(yàn)工況:全加速(wot)、滑行(coast);③分別測(cè)量駕駛室聲壓、驅(qū)動(dòng)半軸扭矩?cái)?shù)據(jù),將數(shù)據(jù)進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速２ 階階次處理.１ ．３ 臺(tái)架試驗(yàn)為了確認(rèn)傳動(dòng)系統(tǒng)自身的振動(dòng)模態(tài),對(duì)該后驅(qū)車(chē)輛的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行臺(tái)架掃頻試驗(yàn),試驗(yàn)臺(tái)如圖１ 所示.傳動(dòng)系統(tǒng)包括變速箱、傳動(dòng)軸、主減速器、驅(qū)動(dòng)半軸,在驅(qū)動(dòng)半軸輸出端安裝負(fù)載電機(jī),用于測(cè)量驅(qū)動(dòng)半軸的輸出扭矩,在變速箱輸入端安裝輸入電機(jī),用于施加２ 階掃頻激勵(lì).

輸入電機(jī)的掃頻范圍為９００ ~３９００ r/min;全加速工況的加載驅(qū)動(dòng)為１３０ N·m,掃頻振幅為±１９０ N·m、±１６０ N·m 兩組;滑行工況的加載驅(qū)動(dòng)為－３０ N·m,掃頻振幅為±３０ N·m、±８０ N·m 兩組;試驗(yàn)擋位:３ 擋~６ 擋.１ ．４ 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析及問(wèn)題確認(rèn)圖２ 所示為轟鳴性能整車(chē)試驗(yàn)結(jié)果,根據(jù)駕駛室聲壓結(jié)果,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min、２７００r/min 時(shí),駕駛室存在明顯的轟鳴噪聲.根據(jù)驅(qū)動(dòng)半軸扭矩的振動(dòng)結(jié)果,可以確認(rèn)該后驅(qū)車(chē)輛在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min、２７００ r/min 時(shí)所存在的轟鳴振動(dòng)問(wèn)題是由傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振引起的.

圖３ 所示為在全加速及滑行工況下各個(gè)擋位的傳動(dòng)系統(tǒng)臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果.可知,僅在轉(zhuǎn)速２７００r/min 附近存在一個(gè)共振點(diǎn),表明２７００ r/min共振點(diǎn)的共振模態(tài)和變速箱、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)半軸的剛度及慣性質(zhì)量有關(guān).分析不同擋位下的結(jié)果可知,在不同擋位下,共振的幅值雖然存在差異,但是所對(duì)應(yīng)的共振頻率沒(méi)有改變,表明２７００ r/min的共振并不是變速箱內(nèi)部模態(tài)導(dǎo)致的.

為了研究驅(qū)動(dòng)半軸剛度對(duì)２７００ r/min 時(shí)共振點(diǎn)的影響,對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)分別更換了不同剛度的驅(qū)動(dòng)半軸進(jìn)行試驗(yàn),試驗(yàn)結(jié)果如圖４ 所示.對(duì)原狀態(tài)、粗驅(qū)動(dòng)半軸、細(xì)驅(qū)動(dòng)半軸進(jìn)行對(duì)比分析可得,三條曲線基本重合,表明驅(qū)動(dòng)半軸剛度以及慣性質(zhì)量對(duì)２７００ r/min 時(shí)的共振沒(méi)有影響.對(duì)擋位及驅(qū)動(dòng)半軸剛度影響分析可知,２７００ r/min 時(shí)的共振是由傳動(dòng)軸的模態(tài)導(dǎo)致的.

２ 轟鳴模型的建立及仿真計(jì)算２．１ 多體動(dòng)力學(xué)模型

為了確保仿真計(jì)算的可靠性,需要搭建包含傳動(dòng)系統(tǒng)的整車(chē)模型,針對(duì)轟鳴性能試驗(yàn)結(jié)果,對(duì)仿真模型進(jìn)行對(duì)標(biāo),以便進(jìn)一步利用模型對(duì)轟鳴問(wèn)題進(jìn)行分析.整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型包含前懸架、后懸架、傳動(dòng)系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、輪胎、排氣系統(tǒng).其中,前懸架為麥弗遜懸架,后懸架為多連桿懸架.整車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型如圖５ 所示.

２．２ 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)車(chē)輛在運(yùn)行過(guò)程中,發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部會(huì)產(chǎn)生較大的激振力,主要可以分為兩大類(lèi):一類(lèi)是活塞連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)引起的慣性力及慣性力矩,另一類(lèi)是由缸內(nèi)燃燒壓力及慣性力引起的扭矩變動(dòng).車(chē)輛在全加速運(yùn)行過(guò)程中,發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸會(huì)受到由于缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生扭矩的振動(dòng)激勵(lì),同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)剛體也會(huì)受到由于活塞連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性力;車(chē)輛在滑行過(guò)程中,發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸受到慣性力引起的扭矩振動(dòng)激勵(lì)及發(fā)動(dòng)機(jī)剛體受到慣性力的作用.在整車(chē)試驗(yàn)過(guò)程中,同時(shí)測(cè)量了發(fā)動(dòng)機(jī)的２階激勵(lì)的振動(dòng)幅值、慣性力,如圖６ 所示.

圖７ 所示為模型中的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的分布情況,將整車(chē)試驗(yàn)中得到的慣性力施加在發(fā)動(dòng)機(jī)剛體的質(zhì)心位置處,另外根據(jù)仿真過(guò)程中的全加速以及滑行工況的切換情況,將圖６ 中的２ 階激勵(lì)幅值所對(duì)應(yīng)的正弦激振力施加在飛輪上,來(lái)有效地模擬車(chē)輛在運(yùn)行過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)情況,從而得到較為準(zhǔn)確的仿真結(jié)果.

２．３ 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)標(biāo)整車(chē)轟鳴性能仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)標(biāo)結(jié)果如圖８ 所示.由圖可知,借助ADAMS 軟件搭建的該后驅(qū)車(chē)輛的整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型,仿真結(jié)果的驅(qū)動(dòng)半軸扭矩在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min、２７００r/min附近出現(xiàn)明顯的共振,和試驗(yàn)結(jié)果保持一致,驗(yàn)證了整車(chē)模型的可靠性.以此模型為基礎(chǔ)對(duì)轟鳴性能問(wèn)題進(jìn)行振動(dòng)機(jī)理分析,并且相對(duì)應(yīng)地針對(duì)轟鳴問(wèn)題進(jìn)行改善.

３ 以模型為基礎(chǔ)的振動(dòng)機(jī)理分析及性能改善

３．１ 轟鳴模態(tài)解析計(jì)算

頻域分析是研究隨機(jī)振動(dòng)問(wèn)題的傳統(tǒng)且較為成熟的分析方法,調(diào)用專(zhuān)門(mén)的ADAMS/Vibration振動(dòng)仿真模塊對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析,以得到傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率.定義飛輪質(zhì)心處的振動(dòng)激勵(lì)為輸入通道,驅(qū)動(dòng)半軸質(zhì)心處的扭矩為輸出通道,仿真頻率范圍為１~２００ Hz,步長(zhǎng)為２０００.圖９ 所示為從飛輪到驅(qū)動(dòng)半軸之間系統(tǒng)的模態(tài)分析結(jié)果,由圖可知,在３０~１５０ Hz 范圍內(nèi)存在兩個(gè)較為明顯的共振模態(tài),分別為５０ Hz 及９５ Hz左右,相對(duì)應(yīng)的是車(chē)輛在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min及２７００ r/min 時(shí)的轟鳴共振模態(tài).

３．２ 主要振動(dòng)模態(tài)分析

針對(duì)圖９ 中５０ Hz 及９５ Hz 左右的模態(tài),需要進(jìn)行能量分析以確定構(gòu)成此模態(tài)的主要影響質(zhì)量及剛度.５０ Hz 模態(tài)對(duì)應(yīng)的能量分析結(jié)果如圖１０ 所示,結(jié)果表明:５０ Hz 模態(tài)的主要影響剛度為離合器回轉(zhuǎn)剛度或驅(qū)動(dòng)半軸回轉(zhuǎn)剛度;主要影響質(zhì)量為發(fā)動(dòng)機(jī)剛體質(zhì)量、后橋剛體質(zhì)量或離合器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量.

９５ Hz 模態(tài)對(duì)應(yīng)的能量分析結(jié)果如圖１１ 所示,結(jié)果表明:９５ Hz 模態(tài)的主要影響剛度為傳動(dòng)軸回轉(zhuǎn)剛度、驅(qū)動(dòng)半軸回轉(zhuǎn)剛度;主要影響質(zhì)量為差分器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、離合器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量.此模態(tài)一般稱(chēng)為傳動(dòng)軸模態(tài),在大部分后驅(qū)車(chē)型的傳動(dòng)系統(tǒng)中都普遍存在.

３．３ 后驅(qū)車(chē)轟鳴性能的基本機(jī)理對(duì)５０ Hz 模態(tài)進(jìn)行能量分析,結(jié)果表明其主要影響剛度為離合器回轉(zhuǎn)剛度或者驅(qū)動(dòng)半軸回轉(zhuǎn)剛度.因此,結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果與模態(tài)分析結(jié)果可得出結(jié)論:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題是由離合器回轉(zhuǎn)剛度造成的.利用多體動(dòng)力學(xué)模型對(duì)離合器回轉(zhuǎn)剛度變化對(duì)轟鳴振動(dòng)的影響規(guī)律進(jìn)行分析,結(jié)果如圖１２ 所示,離合器剛度減小,１６００ r/min 的轟鳴振動(dòng)幅值降低,并且共振頻率左移;離合器剛度放大,１６００ r/min 的轟鳴振動(dòng)幅值變大,共振頻率右移.

對(duì)９５ Hz 模態(tài)進(jìn)行能量分析,結(jié)果表明其主要影響剛度為傳動(dòng)軸回轉(zhuǎn)剛度或者驅(qū)動(dòng)半軸回轉(zhuǎn)剛度.結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果與９５ Hz 的模態(tài)分析結(jié)果可以得出結(jié)論:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２７００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題是由傳動(dòng)軸模態(tài)造成的.

３．４ 改善方案的確立

通過(guò)對(duì)后驅(qū)車(chē)轟鳴性能的基本機(jī)理進(jìn)行分析可知,影響車(chē)輛的轟鳴性能的主要影響因素為離合器回轉(zhuǎn)剛度及傳動(dòng)軸模態(tài),因此,要改善車(chē)輛的轟鳴問(wèn)題,可以從離合器與傳動(dòng)軸入手.具體方案如下:(１)減小離合器回轉(zhuǎn)剛度.圖１３ 所示為原始離合器剛度屬性及優(yōu)化后的離合器剛度屬性.對(duì)于原始離合器,在全加速工況中,離合器彈簧處于驅(qū)動(dòng)側(cè)第三段,剛度為１２．５ N·m/(°);在滑行工況中,離合器彈簧處于滑行側(cè)第二段,剛度為６．５N·m/(°).針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題,對(duì)離合器彈簧進(jìn)行優(yōu)化.該后驅(qū)車(chē)輛在全加速工況的發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出扭矩為１４０ N·m,滑行工況的發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出扭矩為３０ N·m,因此,在保證輸出扭矩的基礎(chǔ)上,將驅(qū)動(dòng)側(cè)的彈簧剛度縮小為８．３ N·m/(°)(第一段),滑行側(cè)的彈簧剛度縮小為４．３ N·m/(°)(第一段).(２)針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２７００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題,可考慮在傳動(dòng)軸上增加９５ Hz 的振動(dòng)吸收器,具體安裝位置根據(jù)實(shí)際效果及加工需要進(jìn)行調(diào)整.

３．５ 整車(chē)改善測(cè)試結(jié)果

圖１４ 所示為對(duì)離合器回轉(zhuǎn)剛度優(yōu)化后的試結(jié)果,主要觀測(cè)點(diǎn)為駕駛室聲壓.由測(cè)試結(jié)果可知,對(duì)離合器進(jìn)行優(yōu)化后,１６００ r/min 對(duì)應(yīng)的轟鳴問(wèn)題得到了有效的改善,共振幅值明顯減小.

圖１５ 所示為在傳動(dòng)軸上安裝振動(dòng)吸收器后的測(cè)試結(jié)果,由圖可知,２７００ r/min 左右的共振基本消除,因此可以確定,在傳動(dòng)軸上安裝振動(dòng)收器能夠解決該后驅(qū)車(chē)輛在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２７００r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題.

４ 結(jié)論

對(duì)某款后驅(qū)車(chē)輛的傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴性能進(jìn)行研究,試驗(yàn)結(jié)果表明:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min、２７００ r/min 時(shí)存在明顯的共振現(xiàn)象,并且發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２７００ r/min 的轟鳴問(wèn)題與傳動(dòng)軸模態(tài)有關(guān).發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１６００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題是由離合器剛度造成的,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２７００ r/min時(shí)的轟鳴問(wèn)題是由傳動(dòng)軸模態(tài)造成的.為解決相應(yīng)的轟鳴問(wèn)題,針對(duì)離合器以及傳動(dòng)軸提出了各自的優(yōu)化方案.一方面是降低離合器彈簧剛度,以解決１６００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題;另一方面是在傳動(dòng)軸上增加振動(dòng)吸收器,以解決２７００ r/min 時(shí)的轟鳴問(wèn)題.以上兩種方案均在實(shí)車(chē)上進(jìn)行了驗(yàn)證,結(jié)果表明本優(yōu)化方案可以有效地解決該后驅(qū)車(chē)輛的轟鳴性能問(wèn)題,縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期,降低了研發(fā)成本.作者：王 昆１ 倪小波１ 李宏庚１ 何嘉洋１ 黃元毅１ 侯高杰２作者單位：１．上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司,柳州,５４５０００２．鄭州愛(ài)科科技有限公司,鄭州,４５００００

來(lái)源：中國(guó)機(jī)械工程