康 強(qiáng)，何森東，李洪亮，吳昱東

(1.上汽通用五菱股份有限公司，廣西 柳州 545007，2中國(guó)汽車(chē)技術(shù)研究中心，天津 300300;3.西南交通大學(xué) 振動(dòng)噪聲研究所，四川 成都 610031)*

0 引言

隨著人民生活水平提高以及汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展，汽車(chē)NVH問(wèn)題研究已經(jīng)成為當(dāng)前的熱點(diǎn)，其中，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振是造成汽車(chē)NVH問(wèn)題的重要因素之一［1-2］.針對(duì)此類(lèi)問(wèn)題的治理措施有很多種，按照治理目標(biāo)可以分為對(duì)振動(dòng)源的治理、對(duì)振動(dòng)傳遞路徑的治理以及對(duì)噪聲及振動(dòng)接收對(duì)象的保護(hù).驅(qū)動(dòng)軸為動(dòng)力傳動(dòng)系扭振傳遞路徑的主要部件之一，對(duì)其進(jìn)行合理的匹配優(yōu)化，可有效調(diào)整傳動(dòng)系的扭振固有特性，避免共振的產(chǎn)生.

本文針對(duì)某FR微車(chē)由動(dòng)力傳動(dòng)系扭振引致的低速車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)問(wèn)題，建立了該車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量計(jì)算模型［3-4］，通過(guò)扭振當(dāng)量模型分析了驅(qū)動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)及剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振固有特性的影響，實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)軸的匹配設(shè)計(jì)，并最終從計(jì)算分析及測(cè)試分析對(duì)驅(qū)動(dòng)軸的優(yōu)化后效果進(jìn)行了驗(yàn)證.

1 問(wèn)題描述

某FR微車(chē)，由于動(dòng)力傳動(dòng)系在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)(轉(zhuǎn)速在1 000～1 500 r/m之間)扭振劇烈，引起車(chē)內(nèi)較大的噪聲與振動(dòng)(車(chē)內(nèi)振動(dòng)與噪聲測(cè)試結(jié)果如圖1所示)，嚴(yán)重影響車(chē)輛的乘坐舒適性.

對(duì)其動(dòng)力傳動(dòng)系進(jìn)行扭振測(cè)試后發(fā)現(xiàn)［5-6］，該車(chē)在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)系扭振非常劇烈，且在1 100、1 500 r/m附近存在峰值.

圖2為動(dòng)力傳動(dòng)系扭振測(cè)試結(jié)果，從圖中可以看出，該車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)扭振較大，并造成了嚴(yán)重的車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)問(wèn)題，必須對(duì)其進(jìn)行治理.

圖2 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振測(cè)試結(jié)果

2 驅(qū)動(dòng)半軸剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振頻率影響分析

2.1 扭振模態(tài)數(shù)學(xué)模型

根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)的力學(xué)模型，由達(dá)朗貝爾原理，利用拉格朗日方程，建立動(dòng)力傳動(dòng)系n個(gè)集中質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)方程，其矩陣形式為:

此即無(wú)阻尼固有振動(dòng)的特征方程.系統(tǒng)的第j階固有頻率λj和特征向量φj滿(mǎn)足實(shí)模態(tài)線(xiàn)性廣義特征值方程:

由式(3)可解得系統(tǒng)的固頻率λj和相應(yīng)的實(shí)模態(tài)振型 φj.

2.2 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型建立

由于汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)非常復(fù)雜的多體系統(tǒng)，為重點(diǎn)分析汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，在進(jìn)行計(jì)算分析時(shí)，將其實(shí)際結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)換成一個(gè)由有剛度無(wú)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的軸段以及有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量無(wú)剛度的慣量盤(pán)構(gòu)成的多自由度系統(tǒng)，即實(shí)際傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量系統(tǒng).

根據(jù)該FR微車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系及其將使用的雙質(zhì)量飛輪的初設(shè)參數(shù)，如圖3所示建立該車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振當(dāng)量計(jì)算模型.通過(guò)該模型，可以計(jì)算獲取動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振模態(tài)信息以及在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振響應(yīng).

圖3 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型結(jié)構(gòu)示意圖

2.3 動(dòng)力傳動(dòng)系各檔位自由振動(dòng)計(jì)算結(jié)果

本文主要應(yīng)用動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量計(jì)算模型，及時(shí)各檔位下傳動(dòng)系自由振動(dòng)扭振模態(tài)頻率如表1.

表1 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模態(tài)頻率

由動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型自由振動(dòng)計(jì)算結(jié)果可以看出:所有檔位都存在一個(gè)頻率為37 Hz左右的扭振模態(tài)(第4階);針對(duì)第5階模態(tài)頻率，1 檔為68.8 Hz，2 檔為61.8 Hz，3、4、5 檔都在50 Hz附近.這兩階扭振模態(tài)最容易在關(guān)注轉(zhuǎn)速(發(fā)動(dòng)機(jī)1000～1500 r/m)內(nèi)被激發(fā)，而引起車(chē)內(nèi)的噪聲與振動(dòng)問(wèn)題.

2.4 驅(qū)動(dòng)半軸剛度與動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模態(tài)頻率計(jì)算

為使第4階模態(tài)頻率盡量遠(yuǎn)離敏感頻段，可對(duì)驅(qū)動(dòng)半軸的剛度進(jìn)行增強(qiáng)或減弱.利用動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型進(jìn)行計(jì)算，得到動(dòng)力傳動(dòng)系第4階、第5階扭振模態(tài)頻率隨驅(qū)動(dòng)半軸剛度的變化如圖4所示，為清晰顯示，圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線(xiàn).

圖4 各檔位4、5階扭振模態(tài)頻率隨半軸扭振剛度變化曲線(xiàn)

由計(jì)算結(jié)果可見(jiàn):各檔位下4、5階扭振模態(tài)頻率與半軸剛度成正比，特別5檔第5階對(duì)半軸剛度變化尤其敏感.

2.5 動(dòng)力傳動(dòng)系扭振模態(tài)頻率與驅(qū)動(dòng)半軸結(jié)構(gòu)尺寸的關(guān)系

由于驅(qū)動(dòng)半軸的長(zhǎng)度由輪距決定，其長(zhǎng)度變化范圍極其有限，故主要通過(guò)軸徑、截面形狀的設(shè)計(jì)來(lái)改變其扭轉(zhuǎn)剛度.具體設(shè)計(jì)方案分為兩種，一種是使用實(shí)心軸，通過(guò)軸徑的設(shè)計(jì)來(lái)改變其扭轉(zhuǎn)剛度;另一種是空心軸管，通過(guò)軸管內(nèi)外徑設(shè)計(jì)來(lái)改變半軸扭轉(zhuǎn)剛度.

實(shí)心軸直徑變化各檔位4、5階扭振模態(tài)頻率變化如圖5所示.隨著直徑增加，模態(tài)頻率也不斷增高.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線(xiàn).

空心軸管內(nèi)徑變化各檔位4、5階扭振模態(tài)變化如圖6所示(軸管外徑31 mm)，隨空心半軸內(nèi)徑增加，其模態(tài)頻率不斷降低.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態(tài)變化，其中第4階模態(tài)3、4、5檔頻率相同為同一曲線(xiàn).

3 驅(qū)動(dòng)軸優(yōu)化方案減振效果

3.1 基于扭振當(dāng)量模型的計(jì)算對(duì)比分析

綜合以上分析結(jié)果，結(jié)合工程應(yīng)用環(huán)境，對(duì)驅(qū)動(dòng)軸剛度進(jìn)行調(diào)整，主要為增加剛度及降低剛度兩個(gè)方向，并代入當(dāng)量模型中進(jìn)行扭振自由振動(dòng)及強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算分析，并將其分析結(jié)果與原車(chē)狀態(tài)進(jìn)行對(duì)比.

從表2中可以看出，增加扭轉(zhuǎn)剛度方案，剛度提高33%，第4、5階模態(tài)頻率提高4～5 Hz.降低扭振剛度方案，剛度降低約33%，第4階模態(tài)頻率降低3 Hz、第5階模態(tài)頻率降低4～8 Hz.

表2 扭振模態(tài)頻率計(jì)算結(jié)果

3.2 車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)測(cè)試對(duì)比分析

根據(jù)驅(qū)動(dòng)軸設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行試制安裝，并對(duì)驅(qū)動(dòng)軸剛度增加與降低前后車(chē)內(nèi)的噪聲與振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試對(duì)比分析.以3檔全油門(mén)加速工況測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，其余各檔位測(cè)試結(jié)果與此類(lèi)似.

圖7 車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)測(cè)試對(duì)比

由圖7可以看出，應(yīng)用驅(qū)動(dòng)軸調(diào)整方案后，無(wú)論其扭轉(zhuǎn)剛度增大或降低，車(chē)內(nèi)噪聲峰值1100 r/m左右均可有效降低6 dB(A)左右，車(chē)內(nèi)振動(dòng)在1000～1 500 r/m區(qū)間也有較大的降低.1 500 r/m左右峰值，車(chē)內(nèi)前排座椅處噪聲降低3～4 dB(A)，但后排座椅處噪聲有所增大，分析可能原因?yàn)榈?階扭振模態(tài)變化后與后部車(chē)身局部模態(tài)引起共振.總體來(lái)說(shuō)與原車(chē)狀態(tài)相比，增大或降低驅(qū)動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)剛度，車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速變化相對(duì)平緩，整車(chē)NVH性能有極大的提升，考慮軸系結(jié)構(gòu)強(qiáng)度問(wèn)題，最終采用軸管增大方案.

4 結(jié)論

(1)基于動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量計(jì)算模型，分析了驅(qū)動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)剛度及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)頻率的影響，為驅(qū)動(dòng)軸與整車(chē)匹配的工程設(shè)計(jì)應(yīng)用提供了參考;

(2)提出了對(duì)驅(qū)動(dòng)軸優(yōu)化進(jìn)行軸系扭振控制的方法，首先明確問(wèn)題原因，然后建立動(dòng)力傳動(dòng)系扭振當(dāng)量模型，運(yùn)用CAE手段進(jìn)行驅(qū)動(dòng)軸的匹配分析，確定其設(shè)計(jì)參數(shù)，最后進(jìn)行試制與實(shí)車(chē)的效果驗(yàn)證.

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