康強吳昱東鄧江華何森東
(1.上汽通用五菱汽車股份有限公司;2.西南交通大學(xué);3.中國汽車技術(shù)研究中心)
某前置后驅(qū)乘用車傳動系扭振模態(tài)理論計算及試驗測試
康強1吳昱東2鄧江華3何森東3
(1.上汽通用五菱汽車股份有限公司;2.西南交通大學(xué);3.中國汽車技術(shù)研究中心)
針對某前置后驅(qū)乘用車在一定發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲的現(xiàn)象,建立了該車傳動系統(tǒng)的扭振理論計算模型,獲取了傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)信息。進行了該車傳動系統(tǒng)扭振強迫振動計算分析與扭振測試,驗證了理論計算的準(zhǔn)確性,并明確了該車低速轟鳴聲是由傳動系統(tǒng)扭振導(dǎo)致,進而可采取相關(guān)措施降低扭振幅值,避免低速車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生。
前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成,這些部件都具有一定的轉(zhuǎn)動慣量及扭轉(zhuǎn)剛度,共同形成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng),有著自身的固有振動特性。車輛在行駛過程中,發(fā)動機輸出扭矩的波動、傳動部件之間的沖擊力、行駛阻力等會使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動,甚至出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象。傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲(頻率為40~120 Hz[1,2])通常由后橋主減速器處的扭振過大引起,強烈的扭振會使后橋發(fā)生俯仰和側(cè)傾,進而導(dǎo)致主減速器安裝點產(chǎn)生很大的動態(tài)力,根據(jù)主減速器安裝方式的不同,這些力通過副車架或直接作用到車身上。通過合理調(diào)整傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)分布,使其避開發(fā)動機扭轉(zhuǎn)激勵敏感的轉(zhuǎn)速及避開后橋及懸架的關(guān)鍵模態(tài),有利于降低扭振導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲。相對于前置前驅(qū)汽車,前置后驅(qū)汽車車內(nèi)噪聲對傳動系扭振更敏感,尤其在高擋位、低速下會產(chǎn)生很大的振動和轟鳴聲[3,4]。因此,本文針對某前置后驅(qū)汽車車內(nèi)轟鳴聲的問題,建立了其傳動系統(tǒng)扭振模型,并通過扭振測試確認(rèn)模態(tài)計算的準(zhǔn)確性及車內(nèi)轟鳴聲的來源。
以某前置后驅(qū)汽車為試驗車型,其不同擋位、全油門加速工況下測試得到的前排和后排總聲壓級如圖1所示。由圖1可看出,試驗車在3擋、4擋和5擋下行駛時,當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速約為1 200 r/min及1 500 r/min時均存在強烈的轟鳴聲,尤其當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時,車內(nèi)噪聲主觀評價異常差。經(jīng)分析可知,車內(nèi)轟鳴聲主要由2階噪聲貢獻,并且根據(jù)經(jīng)驗判斷是由于傳動系統(tǒng)的扭振引起。
式中,[I]、[C]、[K]、{θ}、{M}分別為轉(zhuǎn)動慣量、扭轉(zhuǎn)阻尼、扭轉(zhuǎn)剛度、扭轉(zhuǎn)角向量、激勵力矩向量。
對于扭轉(zhuǎn)振動的研究一般包含自由振動分析計算和強迫振動分析計算2部分。自由振動分析計算即式(1)右側(cè)激勵力矩矩陣為{0},主要目的是確定系統(tǒng)自身的固有頻率和振型;強迫扭振則是計算軸系在干擾力矩作用下的扭轉(zhuǎn)振動幅值,當(dāng)外界干擾力矩的頻率等于或接近系統(tǒng)固有頻率,且干擾力矩與扭振角位移相位相同時便發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振,此時干擾力矩向系統(tǒng)輸入的能量最大。
根據(jù)試驗車傳動系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)及參數(shù),將發(fā)動機曲軸到車輪的整個傳動系等效為17個自由度的扭轉(zhuǎn)振動模型,圖2為3擋對應(yīng)的傳動系扭振當(dāng)量模型。由于位于離合器后側(cè)的軸系運轉(zhuǎn)速度隨變速器擋位的改變而不同,且變速器內(nèi)部不同擋位的齒輪嚙合位置也不同,故需按照不同擋位分別建立1擋~5擋的傳動系扭振當(dāng)量模型。整個系統(tǒng)以曲軸轉(zhuǎn)速為基準(zhǔn),將各參數(shù)按傳動比進行轉(zhuǎn)換。其中3擋時各扭振元件等效轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度如表1所列。
對傳動系統(tǒng)扭振特性的研究多采用分布質(zhì)量或集中質(zhì)量模型。分布質(zhì)量模型計算精度高但更耗時[5]。為此,采用多自由度的彈簧集中質(zhì)量模型,即根據(jù)系統(tǒng)動能和勢能保持不變的原則,將其簡化為無彈性的慣性盤和無質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量系統(tǒng),建立相應(yīng)的力學(xué)模型和數(shù)學(xué)模型[6]。與其它模型相比,當(dāng)量模型具有參數(shù)關(guān)系清楚、計算簡單的優(yōu)點,其動力學(xué)方程為:
表1 3擋下各扭振元件等效轉(zhuǎn)動慣量及扭轉(zhuǎn)剛度
通過計算得到變速器各擋位下傳動系統(tǒng)自由扭振模態(tài)如表2所列。
表2傳動系扭振模態(tài) Hz
由表2可知,傳動系統(tǒng)第1階、第2階模態(tài)頻率較低,容易誘發(fā)車輛的顫振;在3擋、4擋和5擋時,傳動系統(tǒng)第3階、第4階、第5階模態(tài)頻率對應(yīng)的發(fā)動機第2階共振轉(zhuǎn)速在800 r/min(26.7×2/60)~1 626 r/min(54.2×2/ 60)之間,屬常用轉(zhuǎn)速范圍,容易誘發(fā)傳動系統(tǒng)共振,尤其是第4階、第5階對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速約為1 200 r/min(36.9×2/60)和1 500 r/min(52.5×2/60),這兩階扭振模態(tài)最容易在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速(1 000~1 500 r/min)時被激發(fā),從而引起車內(nèi)噪聲與振動。
圖3為CN112傳動系統(tǒng)扭振第4階與第5階模態(tài)的振型,由圖3可看出,傳動系統(tǒng)第4階扭振模態(tài)節(jié)點位置位于離合器與驅(qū)動半軸處,車輪為振幅最大位置;第5階扭振模態(tài)節(jié)點也位于離合器與驅(qū)動半軸處,變速器及傳動軸為振幅最大位置。
汽車傳動系統(tǒng)扭振的激勵源較多,包括發(fā)動機曲軸扭矩波動、萬向節(jié)非等速傳動導(dǎo)致的傳動軸非線性扭振、萬向節(jié)傳動輸出軸轉(zhuǎn)速波動激起的主減速器扭振、主減速器齒輪副嚙合誤差的主諧量、干摩擦式離合器在接合過程中的不均勻性、路面的隨機性(或周期性)變化以及汽車驅(qū)動輪的不平衡等,其中,發(fā)動機曲軸扭矩波動是扭振的主要激勵源[7],因此,本文只考慮發(fā)動機激勵因素。
將發(fā)動機激勵力載入建立的扭振當(dāng)量模型中進行扭振強迫振動計算,獲得的主減速器輸入端在各擋位下全油門加速的扭振響應(yīng)如圖4所示。從圖4可看出,傳動系統(tǒng)扭振角位移及扭矩波動幅值基本表現(xiàn)為低轉(zhuǎn)速時幅值大、隨轉(zhuǎn)速升高幅值呈逐漸減小的趨勢,但是在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min(4擋、5擋)時出現(xiàn)明顯峰值,進而導(dǎo)致高擋位(4擋、5擋)、低速(約1 500 r/min)下車內(nèi)產(chǎn)生強烈的轟鳴聲。
為驗證扭振計算結(jié)果的準(zhǔn)確性,在整車轉(zhuǎn)鼓上對傳動系統(tǒng)扭振進行實車測試。試驗采用磁電式傳感器,分別測量飛輪啟動齒圈、變速器輸入軸齒輪、傳動軸輸入端和主減速器輸入端的扭振角速度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化,測量位置如圖5所示。
在全油門加速工況下,3擋~5擋時的傳動系統(tǒng)扭振角速度測試結(jié)果如圖6所示。由圖6可看出,在發(fā)動機轉(zhuǎn)速約為1 500 r/min和1 200 r/min時,不同擋位下扭振角速度出現(xiàn)強烈扭振峰值,分別對應(yīng)傳動系統(tǒng)第5階和第4階扭振模態(tài),進一步說明所建立的扭振模型的正確性。后續(xù)可以利用該模型研究影響扭振模態(tài)的主要影響因素及將扭振幅值降低的有效措施。
建立了某車型傳動系統(tǒng)的扭振理論計算模型,進行了傳動系統(tǒng)扭振理論計算及扭振測試,驗證了理論計算的準(zhǔn)確性,明確了該車低速轟鳴聲是由傳動系統(tǒng)扭振所導(dǎo)致,同時表明利用集中質(zhì)量模型并獲得正確的傳動系統(tǒng)剛度和慣量參數(shù),可以較準(zhǔn)確地計算出傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)。后續(xù)可以利用該扭振模型研究影響扭振模態(tài)的主要因素,將扭振主要模態(tài)移出敏感范圍及采取相關(guān)措施降低扭振幅值。
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2 Sung-Hwan Shin,Jeong-Guon Ih,Takeo Hashimoto, Shigeko Hatano.Sound quality evaluation of the booming sensation for passenger cars.Applied Acoustics.2009,70: 309-320.
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(責(zé)任編輯文 楫)
修改稿收到日期為2014年10月9日。
Theoretical Modal Analysis and Experimental Test of Torsional Vibration for a FR Passenger Car Drivetrain
Kang Qiang1,Wu Yudong2,Deng Jianghua3,He Sendong3
(1.SAIC-GM Wuling Automobile Co.,Ltd;2.Southwest Jiaotong University; 3.China Automotive Technology&Research Center)
To research the interior booming noise of a FR car occurring in a certain engine speed range,we build a theoretical model for drivetrain torsional vibration and obtain torsional vibration modal information.Then by means of forced vibration analysis and torsional vibration test,the accuracy of the theoretical calculation is verified.It is shown that the low speed booming noise of the car is caused by the torsional vibration of the drivetrain,therefore corresponding measures can be adopted to reduce amplitude of torsional vibration,and thus avoid low speed interior booming noise.
Passenger car,Interior noise,Drivetrain,Torsional vibration modal,Test
乘用車 車內(nèi)噪聲 傳動系統(tǒng) 扭振模態(tài) 試驗
U463.2
A
1000-3703(2015)01-0040-04