戴聲良 楊麗群

（1.安徽江淮汽車股份有限公司技術中心；2.安徽交通職業(yè)技術學院）

國內外學者和專家對汽車動力傳動系的扭振問題進行了多方面的研究，文獻[1-2]從建立扭轉振動分析模型入手；文獻[3-4]著眼于從試驗測試角度來建立扭振的測試方法；文獻[5-6]對雙質量飛輪消除扭振的機理做了分析和研究。雙質量飛輪扭振減振器（簡稱DMF），對改善汽車駕駛舒適性有重要影響，但其核心技術在國外，產(chǎn)品依靠進口，開發(fā)周期長成本高。

1 加速扭振原因分析

文章以某款匹配1.9 L 柴油發(fā)動機的商務車為例，故障現(xiàn)象為：在3 擋和4 擋加速時，發(fā)動機轉速在1 700 r/min 左右有明顯的共振現(xiàn)象，車身內尤其是后部有很強的共振產(chǎn)生，伴隨有強烈的“嗡嗡”共鳴聲，NVH 主觀評價結果得分為3+～4- 分，該現(xiàn)象定性為扭振，需要制定對策加以改進和提升。圖1 示出在3 擋全油門加速情況下，車內4 個位置點（駕右、副左、后左及后右）測量的聲壓級隨轉速的變化圖。

該車匹配的1.9 L CTI 柴油機在低轉速下可輸出非常高的扭矩。在1 400 r/min 時，輸出扭矩達到200 N·m；在2 200 r/min 時，輸出扭矩最大達到280 N·m，扭矩輸出較大，造成發(fā)動機曲軸系統(tǒng)發(fā)生扭振，當扭振頻率與整車其他系統(tǒng)如后橋、后懸架及傳動軸等零部件固有頻率重疊時，就會發(fā)生強烈的共振。從扭振的縱向傳遞路徑開始分析，整個動力傳動及底盤的結構簡圖，如圖2所示。

扭振的主要傳遞路徑為：前部可以通過前懸置及支撐梁傳遞到車身，而中部可以從變速箱吊掛傳遞到車身，傳動軸中間軸承本身是旋轉部件并具備緩沖功能，激起強烈共振的可能性比較小，最后通過后橋到后懸架傳遞到車身。從測試結果看，車身后部的振動明顯高于前部，需要重點關注后橋及后懸架與車身連接部件的固有頻率。由轉速換算得出：可能引起共振的部件固有頻率在56.6 Hz 左右。

2 扭振的整改目標

解決大多數(shù)傳動系統(tǒng)扭轉振動相關問題（不考慮費用和開發(fā)時間）的最好方法是使用雙質量飛輪。但是在沒有匹配雙質量飛輪的條件下，需要找到解決扭轉共振問題的方法，主要有2 條思路：一是調整動力傳動系本身的扭振固有頻率，將扭振固有頻率與發(fā)動機常用轉速下對應的激振頻率錯開，使其位于發(fā)動機高轉速以上或低于怠速轉速所對應的頻率區(qū)域；二是將扭轉共振吸收和隔離。最好的方法是從源頭將扭轉消除，無論是哪種思路均要使整車的NVH 主觀評價達到6 分以上，才可以進行量產(chǎn)。

3 扭振問題整改過程及效果驗證

3.1 后懸部件固有頻率

通過在后懸部件上粘貼振動加速度傳感器，主要對后橋總成、下擺臂總成、后穩(wěn)定桿總成及后橫拉桿總成進行X/Y/Z 3 個方向的錘擊試驗，對它們的固有振動進行調查。其中下擺臂的固有頻率為67.27 Hz，后橋的固有頻率為43.81 Hz（由于后橋質量太大，力錘無法有效激振，難以分析），后橫拉桿帶諧振塊為49.2 Hz，不帶諧振塊為59.71 Hz，后穩(wěn)定桿為70.38 Hz。后橫拉桿的固有頻率結果，如圖3 所示。下擺臂固有頻率結果，如圖4 所示。

由圖3 和圖4 可見，后橫拉桿的固有頻率（59.71 Hz）與共振頻率（56.6 Hz）相近，整車的扭轉共振主要由于發(fā)動機的扭振與后懸架的橫拉桿產(chǎn)生共振造成。

3.2 扭振的整改驗證

3.2.1 發(fā)動機扭矩輸出調試

在空調關閉的行駛工況下，修改ECU 的程序，下調在1 400～2 000 r/min 的供油量，每次下調可控燃油噴射量的最小單位為0.1（相當于5 mg），共調試10 次，依次降低扭矩輸出，整個過程呈現(xiàn)出慢慢好轉的效果，表1 示出第1 次與最后一次供油量調整對扭振影響的對比情況。從表1 可以看出，供油量調整后，扭振有明顯改善，但共鳴聲依然存在，同樣因1 400～2 0 00 r/min的燃油量減少，扭矩輸出減小，損失相當部分動力性，在市區(qū)駕駛時，有動力不足的風險，會引起客戶抱怨。

表1 供油量的調整對扭振的影響

3.2.2 傳動軸撓性與剛性聯(lián)軸器

將原設計的剛性聯(lián)軸器換成帶橡膠的撓性聯(lián)軸器，降低扭轉剛性并增加扭轉的緩沖效果，改變扭轉頻率，并裝車進行主觀評價。橡膠彈性聯(lián)軸器的許用轉速一般設計在3 000 r/min 以內。此時應用撓性聯(lián)軸器的目的，除了承受不對中力之外，更重要的是以吸收軸系的振動、降低噪聲及調頻為主[7]。更換為撓性聯(lián)軸器后評價結果有改善，主觀感覺振動能量及共鳴聲變小，效果有所提升。圖5 和圖6 分別示出剛性與撓性聯(lián)軸器實物圖。

3.2.3 懸置及懸架襯套硬度調試

將后懸架上下擺臂襯套、彈簧上隔墊以及減振器上下連接襯套的肖氏硬度降低10 度，主觀評價無改善也無變差，說明后懸襯套剛度對共振不敏感，從側面看出通過后懸架傳遞的能量較小。理論上，襯套加硬也不會有效果。同樣對變速箱支撐梁與車身安裝的橡膠墊及發(fā)動機懸置本身橡膠硬度降低也均無任何效果。

3.2.4 懸置及懸架部件的配重

由于后橫拉桿的固有頻率在59.71 Hz，參與整車的共振，于是通過改變后橫拉桿的配重和改型，改變拉桿本身的固有頻率。分別將后橫拉桿配重1.3，6.8 kg，如圖7 所示，以及改成圓鋼提高后橫拉桿的整體剛性，如圖8 所示，進行對比測試。

當后橫拉桿配重1.3 kg，組合剛性聯(lián)軸器時，扭振略有改善，但配合撓性聯(lián)軸器時，扭振無變化；當配重增加到6.8 kg 時，組合撓性聯(lián)軸器時效果依然不明顯。同樣對變速箱支撐梁進行配重測試時，也未取得效果。

3.2.5 離合器扭振減振器的調試

離合器中的扭振減振器主要由彈性元件和阻尼元件組成，彈性元件用來降低傳動系的扭轉剛度和扭振頻率，阻尼元件用來減小振幅。柴油汽車通常采用2 級或3 級非線性扭振減振器，來提高避免共振的能力[8]。扭振減振器剛度可以作為調諧傳動系第2 階扭振模態(tài)的參數(shù)。由于第2 階扭振模態(tài)對于后驅車內轟鳴聲很敏感，可以根據(jù)需要，調整扭振減振器扭轉剛度，以使第2 階扭振模態(tài)調整到對扭振不敏感的轉速[9]。調試4 組不同阻尼與剛度的離合器，評價效果，如表2 所示，表2中方案5 為現(xiàn)有設計基準值，經(jīng)調試，共振明顯減小。從表2 可以看出，彈簧的剛度越小，滯后扭矩（阻尼）越大，離合器減振效果越好。其中方案1 理論上和實際裝車評價，減振效果均是最好的。

表2 不同離合器方案對扭振的影響

最終選擇方案1 的離合器組合匹配2 種傳動軸與變速箱的聯(lián)軸器時，發(fā)現(xiàn)與剛性聯(lián)軸器組合時，3 擋的扭振效果能達6 分，但4 擋的扭振效果只能達4+分；匹配撓性聯(lián)軸器時，3 擋和4 擋的扭振效果均能達到6 分。通過試驗測得改進前后在3 擋與4 擋的扭矩波動值與轉速之間的關系圖，如圖9 和圖10 所示，從圖9 和圖10 可以明顯發(fā)現(xiàn)，當發(fā)動機轉速在1 700 r/min 時，扭振能量得到了大幅度地衰減，扭矩的波動也變得很小和平緩，說明改進措施有效。

4 結論

文中的匹配縱置柴油發(fā)動機的商務車，因低速扭矩輸出較大，產(chǎn)生了動力傳動系的扭振，扭振產(chǎn)生的轉速為1 700 r/min，與整車后懸架部件產(chǎn)生了強烈的共振，振動傳遞到車身，引起了車內尤其是后部較高分貝的共鳴噪聲。在沒有雙質量飛輪的條件下，通過離合器的剛度和阻尼的調試加上撓性聯(lián)軸器的應用可解決扭轉共振問題。事實表明，相對于發(fā)動機內部的扭振能量，后懸架參與共振的能量并不大，這也是文章嘗試從后懸橫拉桿解決扭振問題不甚理想的原因。因此，在振動源頭將其消除是解決NVH 問題最有效的手段。