劉國政，史文庫，商國旭，陳志勇

(吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022)

前言

如今消費者對汽車舒適性要求越來越高，汽車的振動噪聲問題也成為各大車企重點關注的方向?？蛙嚧蠖鄶?shù)采用前置后驅的動力系統(tǒng)，其傳動系一般由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸和驅動橋等部件組成，這些部件的轉動慣量和剛度組成了一個扭振系統(tǒng)，其固有扭轉模態(tài)有時會與發(fā)動機激勵頻率重合，從而引起傳動系共振，導致車內(nèi)轟鳴，頻率一般在40～120Hz之間，嚴重影響乘坐舒適性[1-4]。

對于傳動系扭振，國內(nèi)外許多學者都做過研究，文獻[5]和文獻[6]中對前置后驅車的傳動系模態(tài)進行仿真計算和試驗研究，分析了離合器、傳動軸和橋軸的扭轉剛度對傳動系模態(tài)的影響，但未研究傳動系扭振對車內(nèi)振動噪聲的影響。文獻[7]中在傳動系扭振時考慮齒輪的影響，建立了融合變速器齒輪傳動和多體剛柔耦合模型。文獻[8]中研究傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲，認為車內(nèi)轟鳴聲的主要激振力來源于主減速器輸入端的扭轉交變力矩，并嘗試通過調(diào)整傳動系參數(shù)、加裝扭轉減振器和換裝雙質(zhì)量飛輪的方式來解決轟鳴聲。文獻[9]和文獻[10]中分別利用慣性盤和調(diào)整半軸的扭轉剛度來降低傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲。文獻[11]中通過加裝扭轉減振器和雙質(zhì)量飛輪來控制車內(nèi)轟鳴聲，研究表明雙質(zhì)量飛輪的效果更好。文獻[12]中利用遺傳算法對傳動系進行參數(shù)優(yōu)化，減少傳動系的高頻扭振。文獻[13]中建立了傳動系剛柔耦合模型，考慮傳動軸夾角對扭振的影響，分析傳動系急加速時的動態(tài)特性。文獻[14]中建立了傳動系非線性動力學模型，分析離合器顫振問題。

某國產(chǎn)客車在高擋低速加速行駛時，車內(nèi)會出現(xiàn)明顯的轟鳴聲，本文中通過分析整車試驗數(shù)據(jù)，研究車內(nèi)轟鳴聲與傳動系扭振的關系，為轟鳴聲的解決提供參考和依據(jù)。

1 樣車轟鳴問題

1.1 樣車主要技術參數(shù)

本文中研究的中型客車采用發(fā)動機前置后輪驅動，動力總成為四缸直列柴油發(fā)動機與5擋手動變速器，傳動軸為3段式。樣車的詳細參數(shù)如表1所示。

表1 樣車主要技術參數(shù)

1.2 車內(nèi)轟鳴

樣車在高擋低速行駛時車內(nèi)有明顯的轟鳴聲，且發(fā)生轟鳴聲時，車內(nèi)地板也會明顯抖動。以5擋發(fā)動機轉速1 300r·min-1時最為嚴重，當車速升高或降低后，車內(nèi)轟鳴聲和異常振動會立即消失。初步推測為傳動系扭振引起。

2 整車試驗

2.1 試驗目的

對整車進行行駛工況下的振動噪聲數(shù)據(jù)采集，并測試整車的傳動系扭振，以便找到車內(nèi)轟鳴聲的原因，為車內(nèi)轟鳴聲的改進提供參考和依據(jù)。

2.2 傳感器布置

整車試驗在中汽中心鹽城汽車試驗場進行，試驗設備主要有比利時LMSSCADAS聲振信號采集系統(tǒng)、霍爾轉速傳感器、GRAS聲學傳聲器和美國PCB振動加速度傳感器等。各傳感器的數(shù)量和布置位置如表2所示。

表2 傳感器安裝位置

圖1為車內(nèi)傳聲器的布置圖，參考 GB/T 18697—2002汽車車內(nèi)噪聲測量方法[15]，在駕駛員右耳和后排乘員位置各布置一個聲學傳聲器；圖2為布置在駕駛員座椅地板和變速器位置的振動加速度傳感器；圖3為布置在發(fā)動機飛輪和變速器輸入軸位置的霍爾轉速傳感器。

圖1 車內(nèi)傳聲器布置圖

圖2 振動加速度傳感器布置圖

圖3 霍爾轉速傳感器布置圖

2.3 扭振測試原理

2.3.1 扭振傳感器

汽車上常用的扭振測試傳感器有磁電式、光電式和編碼器。磁電式傳感器最為常用，像汽車自帶的發(fā)動機飛輪轉速傳感器和車輪ABS轉速傳感器大都是磁電式的，具有成本低和信號穩(wěn)定等優(yōu)點；但必須安裝相應的信號齒圈，每圈的脈沖數(shù)量有限，且傳感器距離齒圈的距離要足夠近。光電式傳感器精度高，每圈的脈沖數(shù)多，但試驗時容易受到污泥、灰塵等雜質(zhì)的影響，在整車試驗時受到的外界干擾較大。編碼器測扭振的精度最高，每圈的脈沖可達幾萬甚至幾十萬個，但成本較高，且安裝較復雜，對數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的帶寬有較高的要求，常用在齒輪系統(tǒng)的傳動誤差等高精度測試方面，在整車試驗上應用較少。

本文中采用霍爾式磁電傳感器測量傳動系統(tǒng)的扭振信號，如圖4所示。各安裝位置如下：飛輪位置直接測量飛輪起動齒圈的轉速；變速器位置測量輸入軸常嚙合齒輪的轉速；后橋位置加工一個60齒的齒圈，安裝在后橋輸入軸法蘭盤上，測量齒圈的轉速。

2.3.2 測試原理

圖4 后橋位置轉速傳感器的布置

霍爾轉速傳感器是根據(jù)磁場的變化來采集齒圈的轉速信號，齒圈每轉過1個齒，傳感器頂部的磁場會發(fā)生變化，傳感器會產(chǎn)生1個電壓脈沖，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)會根據(jù)電壓脈沖的時間間隔計算出齒圈的轉速。例如，齒圈有N個齒，則每個脈沖間隔所對應的角位移Δθ＝2π/N，兩脈沖時間間隔為Δt，則齒圈的角速度ω＝2π/(NΔt)。

2.4 試驗工況

采集樣車在加速和滑行時的車內(nèi)振動噪聲信號，以及傳動系扭振信號。分別為3擋、4擋和5擋的全油門加速、緩加速和帶擋滑行工況。

3 試驗數(shù)據(jù)分析

3.1 車內(nèi)噪聲

圖5為5擋加速時車內(nèi)的噪聲數(shù)據(jù)，以發(fā)動機的轉速為參考轉速。由圖5(a)可見，車內(nèi)噪聲主要是2階、4階和6階噪聲。

由圖5(b)可見，車內(nèi)總噪聲在1 280r/min附近存在峰值，和車內(nèi)乘員感受到的車內(nèi)轟鳴聲一致。2階噪聲在1 280r/min處也存在明顯的峰值，且2階噪聲的幅值十分接近總噪聲，說明車內(nèi)1 280r/min時的轟鳴聲是由發(fā)動機2階激勵引起，對應的頻率為43Hz。

3.2 車內(nèi)振動

與車內(nèi)的振動數(shù)據(jù)相比，試驗測得的車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)容易受到外界干擾，有時不能很好地反映真實問題，因此也需要對比分析車內(nèi)的振動數(shù)據(jù)。

圖6是車內(nèi)的駕駛員座椅地板位置的振動數(shù)據(jù)。從圖6(a)可以看出，發(fā)動機的2階激勵最明顯，在43Hz附近存在共振帶。圖6(b)是振動的階次切片圖，車內(nèi)地板在1 280r/min附近存在十分明顯的共振峰值，和車內(nèi)轟鳴聲的一致，是由發(fā)動機的2階激勵引起。但是還不能確定車內(nèi)轟鳴聲是由傳動系共振引起，還是由車內(nèi)地板、車身等其它部件共振引起。

圖5 車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)(駕駛員右耳)

圖6 車內(nèi)振動數(shù)據(jù)(駕駛員位置地板)

3.3 傳動系扭振

根據(jù)文獻[6]，對于發(fā)動機前置且后輪驅動的汽車，其傳動系一共有3階扭振模態(tài)對車內(nèi)NVH有影響：第1階模態(tài)為整車前后振動模態(tài)，頻率隨轉速增加而升高，一般在10Hz以內(nèi)；第2階模態(tài)以離合器為分界點，表現(xiàn)為變速器與傳動軸的同向扭轉、發(fā)動機的反向扭轉，頻率隨轉速的增加而降低，一般為100Hz以內(nèi)；第3階模態(tài)為后橋扭轉模態(tài)，頻率較高，且隨擋位的增加而升高。

圖7為傳動系扭振的階次追蹤圖。由圖可見：發(fā)動機飛輪的轉速波動一直比較大，主要為2階和4階；經(jīng)過離合器的衰減，發(fā)動機的轉速波動到達變速器后明顯減?。坏兯倨鬏斎牒洼敵鲚S在43Hz附近存在共振帶，和車內(nèi)異常噪聲的頻率一致。

圖7 傳動系扭振數(shù)據(jù)

將車內(nèi)噪聲、振動和傳動系扭振數(shù)據(jù)的2階切片圖放在一起對比分析，如圖8所示。由圖可見：整個傳動系中發(fā)動機的轉速波動最大，且變化較平穩(wěn)，沒有異常的峰值；變速器輸入軸和傳動軸的轉速波動均小于發(fā)動機，但在1 280r/min附近存在異常的峰值，與車內(nèi)振動和噪聲的峰值所對應的發(fā)動機轉速一致，說明車內(nèi)轟鳴聲是由傳動系扭振引起。

圖8 2階切片圖

3擋和4擋也存在轟鳴聲，但不明顯。圖9為不同擋位時傳動軸轉速波動的2階切片，表3為各擋位傳動系共振頻率和對應轉速?？梢钥闯?，隨擋位的增加，傳動系的共振頻率逐漸降低，轉速波動的幅值逐漸增大，和車內(nèi)轟鳴聲隨擋位的變化規(guī)律一致。

圖9 不同擋位的傳動系扭振頻率

表3 傳動系共振頻率

圖10為轉速波動的時域信號。由圖可見，在傳動系發(fā)生扭振時，發(fā)動機飛輪與變速器輸入軸之間的相對轉角變化較大，主要是離合器的扭轉減振器引起的，是傳動系的2階扭轉模態(tài)，從而導致了車內(nèi)轟鳴。

圖10 傳動系相對轉角

3.4 傳遞路徑分析

整車傳動系由動力總成、傳動軸和后橋等零部件構成，如圖11所示，分別通過發(fā)動機懸置、傳動軸懸置、后懸架等部件與車架相連，傳動系的振動也會通過這些連接點傳到車身，從而引起車內(nèi)轟鳴聲。樣車的發(fā)動機采用三點懸置，分別為左懸置、右懸置和后懸置，后懸架為鋼板彈簧結構，因此傳動系扭振傳到車內(nèi)一共有6條路徑，分別為發(fā)動機的3個懸置、傳動軸懸置和后懸架左右板簧。

圖11 傳動系扭振到車內(nèi)噪聲的傳遞路徑

圖12為5擋加速時發(fā)動機后懸置被動端的振動階次追蹤圖。由圖可見，發(fā)動機的2階振動較明顯，在43Hz附近有共振，與傳動系的扭振頻率一致。

為了對比分析各個連接位置傳遞振動的大小，對發(fā)動機左懸置、右懸置、后懸置、傳動軸懸置和后懸架板簧吊耳位置的振動進行2階切片分析，如圖13所示。可以看出，所有位置在1 280r/min時均存在明顯的峰值，其中發(fā)動機后懸置和傳動軸懸置位置的振動最大，其次是后懸架板簧吊耳，振動最小的位置是發(fā)動機左懸置和右懸置。這和傳動系扭振特性一致：傳動系前半部分的發(fā)動機轉速波動變化小，但傳動系后半部分的變速器輸入軸和后橋輸入軸轉速波動在1 280r/min有異常峰值。發(fā)動機左懸置和右懸置都在傳動系前端，所以在1 280r/min處的振動較?。欢渌?個位置均在傳動系的后端，因此在1 280r/min時的振動較大?？梢酝ㄟ^調(diào)節(jié)發(fā)動機后懸置和傳動軸懸置的剛度來降低振動傳遞率，從傳遞路徑上降低車內(nèi)的轟鳴聲。

圖12 發(fā)動機后懸置被動端振動階次追蹤圖(5擋)

圖13 傳動系各連接位置的振動2階切片

4 結論

對樣車進行了車內(nèi)轟鳴聲和傳動系扭振試驗，確定車內(nèi)轟鳴聲是傳動系共振引起，主要結論如下。

(1)車內(nèi)轟鳴聲頻率為58，52和43Hz，隨擋位的增加，頻率降低；且發(fā)生轟鳴聲時車內(nèi)也會出現(xiàn)較大幅值的振動，是由傳動系扭振引起。

(2)在不同車速下，發(fā)動機的轉速波動變化不大，離合器能很好地衰減發(fā)動機的轉速波動，但在發(fā)生扭振時，發(fā)動機轉速波動被放大。

(3)根據(jù)整車試驗數(shù)據(jù)，只能測出傳動系的2階模態(tài)，離合器的扭轉剛度對其有較大影響，可以通過調(diào)整離合器剛度，改變傳動系的扭振頻率，從而減弱或消除車內(nèi)轟鳴聲。

(4)試驗數(shù)據(jù)表明，傳動系的共振會通過發(fā)動機3個懸置、傳動軸懸置和后懸架傳到車內(nèi)，引起車內(nèi)轟鳴聲。其中，發(fā)動機后懸置和傳動軸懸置位置傳遞的振動最大。

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