李小亮

（1.江鈴汽車股份有限公司；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，江西 南昌 330001）

汽車動力傳動系統(tǒng)扭振ODS測試分析與應用

李小亮1,2

（1.江鈴汽車股份有限公司；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，江西 南昌 330001）

完成某匹配直列四缸柴油發(fā)動機前置、后輪驅動、手動變速箱皮卡車的動力傳動系統(tǒng)扭振工作變形測試，確定其第2階扭振峰值頻率與振型；建立該車動力傳動系扭振仿真模型，分析得到與實測相同工況的動力傳動系第2階扭振模態(tài)；對標仿真分析與實際測試的第2階扭振峰值頻率與振型，結果顯示良好?；谂ふ馩DS分析確定的頻率與振型，說明仿真模型與分析結果可信，后續(xù)可擴展應用該類仿真模型，為全面預測、分析優(yōu)化汽車動力傳動系扭振引起的NVH問題，提供一種快速、有效的方法。

動力傳動系統(tǒng)；扭振；工作變形分析；仿真模型

CLC NO.:U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-114-04

前言

汽車動力傳動系統(tǒng)扭振是影響其NVH性能的重要因素之一。工程上通過汽車動力傳動系統(tǒng)扭振分析，明確扭振NVH問題的主要影響部件，合理設計、匹配其相關參數，調整傳動系扭振固有頻率，避免扭轉共振產生，可有效提升汽車NVH性能。

本文基于振動工作變型（Operational Deflection Shapes, ODS）理論，通過對某匹配直列四缸柴油發(fā)動機前置、后輪驅動、手動變速箱皮卡車的動力傳動系統(tǒng)扭振ODS測試與分析，確定其扭振頻率與振型；建立該車動力傳動系扭振仿真模型，分析得到扭振頻率與振型，并與實測分析結果對標。

因動力傳動系扭振測試方法與結果分析的局限性，提出基于汽車動力傳動系扭振仿真模型與扭振ODS測試的良好對標結果，拓展應用扭振仿真模型，為全面分析與優(yōu)化涉及汽車動力傳動系扭振的NVH問題，提供一種快速、有效的分析方法。

1 振動工作變形分析基本理論

振動ODS是指被測結構在某一特定頻率、特定轉速或特定時間的實際工作變形，描述的是被測結構在實際工作激勵下的受迫振動變形，可以以位移、速度、加速度、或角位移、角速度、角加速度度量。是理解和評估振動機構的絕對動力學行為，可快速識別其在運行狀態(tài)下的振動特性。

作為一種試驗分析技術，振動ODS分析是隨著機械結構模態(tài)分析與故障診斷技術而逐漸發(fā)展起來的。傳統(tǒng)的試驗模態(tài)分析通過在人為施加激勵力下，一般從所測得傳遞函數與時域響應信息中識別振動系統(tǒng)的模態(tài)參數，進而評估其動態(tài)特性。但對于很多振動系統(tǒng)，因其結構復雜，人為施加激勵力非常困難或根本無法實現，導致試驗模態(tài)分析方法受到一定限制。而振動ODS分析方法可有效彌補此類不足，用于對振動系統(tǒng)的振動分析。

實際機械結構系統(tǒng)受到動力載荷作用時，由表示其運動規(guī)律的多自由度系統(tǒng)微分方程計算得到頻響函數矩陣[H(s)]為：

式（2）描述了機械系統(tǒng)的固有特性，式中分母為結構第k階模態(tài)的動態(tài)參數，分子為對應于極點pr和pr*的留數，它表示結構第k階模態(tài)的變形規(guī)律。結構受外力F(k)作用下的響應x(k)，即ODS值：

工程實際中通常使用傳導函數作為測量ODS值，將機械運轉條件下結構上兩個測量點的響應之比定義傳導函數，表達式如下：

其中，Tij(ω)為相對ODS值，Xi(ω)為測點i處的響應值，Xj(ω)為參考j處的響應值。因每一個測點的傳導函數均以同一點的振動響應為參考，則結構上各點的相對位置即可確定，由此可得到結構在運轉狀態(tài)下的振型。

振動ODS分析與模態(tài)分析所反映的結構振型十分接近，但振動ODS分析結果所反映的是結構在實際運轉工況下的振動變形，只反映相對參考點的振動幅值大小和相位變化，不代表絕對意義的幅值大小，不是結構的固有屬性。但通常振動ODS分析可以預測模態(tài)分析的結果。

2 傳動系扭振ODS測試與仿真分析

2.1 扭振ODS測試

依據該車動力傳動系統(tǒng)實際結構，確定扭振ODS測試的關鍵轉速測點依次位置為：發(fā)動機曲軸前端、發(fā)動機飛輪端、變速箱輸入軸處、傳動軸前端（第一萬向節(jié)后）、傳動軸后端法蘭面（后橋輸入端）、及左（右）后輪輞。具體測點位置與轉速傳感器布置方式見下圖1。

圖1 動力傳動系轉速關鍵測點

其中發(fā)動機曲軸前端皮帶輪內圈通過專用工裝安裝編碼器；變速箱輸入軸處為磁電式轉速傳感器；其余測點位置處安裝光電式轉速傳感器。

將所有測點信號調試正常后，完成第2/3/4/5擋全油門加速工況的測試。實際測試過程中若因傳感器或數據采集器通道數量不夠，或者個別測點信號不正常，通過移動轉速傳感器分批次完成測試，但須保證同樣工況下有固定的轉速測點與傳動系處某一振動響應測點為參考。

2.2 仿真分析模型

基于動力傳動系統(tǒng)力學模型、常用集中質量法當量等效原則確定的動力傳動系統(tǒng)各部件的慣量與剛度參數，使用AMESim軟件，依次建立包括發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、后橋、半軸、輪胎及車架車身的整車動力傳動系統(tǒng)扭振分析模型，具體模型如下圖2所示。

圖2 整車動力傳動系扭振分析模型

通過該仿真模型，可以計算獲得動力傳動系各擋的扭振模態(tài)參數，即扭振頻率、阻尼和振型。

2.3 分析結果對比

因仿真分析模型中包括11個剛度與12個慣量子模型，計算得到同一擋位下有11階扭轉模態(tài)，即各擋有11階扭振頻率。其中第2階扭振頻率對應的發(fā)動機轉速在可測量轉速范圍內，故對比分析仿真計算與實際測試的第2階扭振頻率與振型。

2.3.1 扭振頻率

所測的某擋位全油門加速工況下，動力傳動系各關鍵測點第2階扭振振幅峰值大小不同，扭振頻率峰值對應的發(fā)動機轉速稍有偏差。經綜合分析確認所測各擋傳動系第2階扭振頻率，以及與仿真分析的結果對比如下表1。

表1 動力傳動系第2階扭振頻率（單位：Hz）對比

表中數據顯示：仿真分析與實際測試的動力傳動系統(tǒng)的第2階扭振頻率值相差較小，仿真分析的頻率值相比實際測試，相對偏差基本均在±5%以內。

2.3.2 扭振振型

對所測相同工況下的發(fā)動機飛輪、變速箱輸入軸、傳動軸前端及傳動軸后端法蘭面處的轉速數據整理分析，得到其第2階主激勵的扭振頻率峰值與相位參數，繪出對應峰值頻率的扭振振型。

CAE仿真分析同樣可得到相應工況與測點的扭振振型。

因實測或仿真分析得到各擋第2階扭振振型一致，僅各測點峰值大小不同，故僅取第3擋扭振振型進行對比，如下圖3。

圖3 動力傳動系第2階扭振振型對比

扭振振型圖對比顯示兩種振型趨勢一致，即發(fā)動機飛輪端與變速器輸入軸間存在相位反節(jié)點，變速器輸入軸、傳動軸前端及后橋輸入軸相位相同，扭振幅值大小不同，其中變速器輸入軸的扭振振幅均相對最大。因所建仿真模型中發(fā)動機慣量值相對較大，整車動力傳動系扭振自由模態(tài)分析計算的振動幅值相對最小，與實際測得的有一定差別。

2.3.3 動力傳動系統(tǒng)扭振ODS分析

基于振動ODS理論，進行扭振ODS法分析，得到汽車動力傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)振型。因汽車動力傳動系統(tǒng)包含有較多的扭轉振動機構，且半軸的相對旋轉中心軸方向與傳動軸等的不同，通過分析動力傳動系扭振測試所得的扭振幅值與相位關系，或者對動力傳動系人為施加激勵力進行模態(tài)試驗，難以得到整個扭轉振動模態(tài)振型。

取發(fā)動機飛輪端轉速與后橋鼻頭振動信號為參考，處理分析汽車動力傳動系各測點轉速數據，得到各擋第2階頻率對應的扭振ODS振型。因分析得到的各擋振型一致，僅取其中的第3擋振型，具體如下圖4所示。

圖4 扭振ODS振型

ODS振型顯示變速器輸入軸扭轉角相對最大，變速器輸入軸轉角相對飛輪轉角有一定的遲滯，呈現出反相位旋轉趨勢；變速箱輸入軸、與傳動軸前后端同相位旋轉，但轉角大小不同；左右后輪轉角方向相反。改ODS振型，與2.3.2所述的實測扭振數據分析與仿真計算的振型一致，說明該扭振ODS分析方法與計算結果可信。

3 扭振ODS測試分析應用

通過完成相應的整車動力傳動系扭振ODS測試與數據處理分析，可直觀對比出傳動系各子系統(tǒng)的扭振振幅的相對大小、相對參考點的相位關系，明確傳動系扭振導致NVH問題的主要影響部件，為快速優(yōu)化解決問題奠定良好基礎。

工程經驗總結汽車動力傳動系統(tǒng)前3階扭振模態(tài)較大影響整車NVH性能，應重點關注分析，下圖5所示汽車動力傳動系統(tǒng)扭振頻率大體范圍與常見NVH現象的關聯。

圖5 傳動系扭振頻率范圍與主要NVH現象關聯

對于匹配四缸發(fā)動機的汽車，因其動力傳動系統(tǒng)的第1階、第3階扭振頻率對應的發(fā)動機轉速不在常用可測的范圍內，導致較難測得分析出其對應的扭振頻率與振型。通過建立相應的汽車動力傳動系扭振仿真模型，將計算分析結果與扭振ODS測試分析結果對比，若兩者相同工況下的扭振頻率接近、振型一致，則說明所建分析模型與計算結果可信。擴展應用該仿真模型，可快速計算分析出汽車動力傳動系統(tǒng)的第1階、第3階扭振模態(tài)，為全面分析汽車動力傳動系扭振NVH問題，或評估整車開發(fā)項目中同類型結構虛擬樣車的動力傳動系扭振性能以及優(yōu)化提升汽車NVH性能，提供一種快速、有效的方法。

4 結語

（1）基于振動ODS理論，對汽車動力傳動系統(tǒng)扭振ODS測試分析，可有效確定其第2階扭振頻率與振型。

（2）所建立的整車動力傳動系統(tǒng)扭振仿真模型，計算分析的第2階扭振頻率、振型與扭振ODS測試結果對標良好，分析模型與計算結果可信。

（3）后續(xù)可應用扭振仿真模型快速計算分析出汽車動力傳動系統(tǒng)的前3階扭振模態(tài)，為全面預測、分析汽車動力傳動系扭振特性，優(yōu)化提升汽車NVH性能，提供一種快速、有效的方法。

[1] Dossing O. Structural stroboscopy- measurement of Operational deflection shapes[J].Sound and Vibration,1988,22(8)∶18-26.

[2] Richarson M H. Is it a mode shape, or an operating deflection shape [J]. Sound and Vibration, 1997, 31(1)∶54-61.

[3] 陳海松,董久莉.ODS方法在車身結構動態(tài)分析中的應用[J].汽車技術,1996,(10).

[4] 鄭偉娟,李元寶.應用振動ODS方法分析汽車動力總成振動[J].汽車技術,2007(9)∶31-33.

[5] 劉濤,邱辰等.基于模態(tài)貢獻量的ODS分析技術[A].LMS2011年論文集[3].

[6] 張全逾,鮑遠通等.基于AMESim的傳動系統(tǒng)扭振研究[J].制造業(yè)自動化,2014.02.

[7] 夏元烽,李宏成等.后驅車傳動系統(tǒng)扭轉與彎曲振動的NVH性能[J].噪聲與振動控制,(2011)05-0075-05.

The ODS Test Analysis and Application of Vehicle Power Train Torsional Vibration

Li Xiaoliang1,2
( 1.Jiang ling Motors Co., LTD, Jiangxi Nanchang 330001; 2. Key Laboratory of automotive noise and vibration of Jiangxi Province, Jiangxi Nanchang 330001 )

The ODS test and analysis of Power train torsional vibration is completed for a RWD pickup truck ,which is assembled with inline four-cylinder diesel engine and manual transmission, the peak frequency and vibration shape of the pickup truck power train 2nd order torsional vibration are determined. The model for pickup truck ‘s power train torsional vibration simulation is developed, then the 2nd order torsional vibration modal is confirmed at the same to real test work condition.The simulation result of the truck power train 2nd order torsional vibration peak frequency and vibration shape is almost the same to the ODS test after comparison analysis, this shows the simulation model and its analysis result are credible. Based on the extensible applications analysis result of vehicle power train torsional vibration simulation model,this providesa fast and effective method to complete the comprehensive predictionanalysis and optimization for NVH issues caused by vehicle power train torsional vibration.

Power train; Torsional vibration; ODS; Simulation model

U467.3

A

1671-7988 (2017)13-114-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.039

李小亮（1985-），男，江西省上饒市鄱陽縣，碩士研究生，NVH工程師，就職于江鈴汽車股份有限公司。