葉年業(yè)，李佳家，傅銀澤，楊 曉

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

1 引言

車內(nèi)和車外的噪聲大部分源于車輛動(dòng)力總成及其傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)。從振動(dòng)角度上看，彎曲振動(dòng)、扭振以及彎扭耦合振動(dòng)是車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的主要形式，而扭振是汽車結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲的主要根源，也是大部分車輛出現(xiàn)故障的主要原因[1-2]。當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)、路面以及由于車輪不平衡產(chǎn)生的周期性扭振激勵(lì)頻率接近或重合時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)便會(huì)發(fā)生扭振。在扭振過程，傳動(dòng)系統(tǒng)局部區(qū)域?qū)?huì)產(chǎn)生較大的集中應(yīng)力，振幅急劇增大，引起變速器敲齒、傳動(dòng)部件發(fā)生撞擊和后橋異響等，嚴(yán)重時(shí)變速器齒輪發(fā)生扭振性疲勞斷裂、傳動(dòng)軸系損壞，導(dǎo)致動(dòng)力傳遞異常中斷，同時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振還可能引起車身的垂向和縱向振動(dòng)[3-4]。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)在車輛的布置方式及驅(qū)動(dòng)方式，可以分為前置全驅(qū)（FWD）、前置后驅(qū)（F-RWD）、中置后驅(qū)（RWD），無論何種布置方式，車輛的動(dòng)力傳遞路徑均為發(fā)動(dòng)機(jī)、飛輪、離合器、變速器、萬向節(jié)、主減速器、差速器、半軸、車輪等。相對(duì)于前置前驅(qū)、中置后驅(qū)，前置后驅(qū)車輛具備良好的操縱性能、加速性能、售后維修等，是MPV的主要運(yùn)用方式之一[5-6]。但在相同車輛長度的情況下，前置后驅(qū)車輛的動(dòng)力傳動(dòng)路徑更長及復(fù)雜，往往需3節(jié)傳動(dòng)軸才能將發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞到后輪，動(dòng)力傳遞路徑的各零部件之間相互作用，更容易引起耦合，也即更容易發(fā)生扭振[6-8]。

本研究基于現(xiàn)有的本企業(yè)某前置后驅(qū)MPV車輛產(chǎn)品，從系統(tǒng)角度出發(fā)建立傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振特性仿真分析模型并進(jìn)行扭振現(xiàn)象復(fù)現(xiàn)，并通過離合器等部件的優(yōu)化來解決車輛行駛過程由于扭振而產(chǎn)生的轟鳴聲問題。

2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建模

本研究擬采用集中質(zhì)量法對(duì)前置后驅(qū)MPV的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行建模，即將實(shí)際模型簡化為具有一定轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的剛性圓盤加上只有彈性而無慣量的等效圓軸，簡化前后系統(tǒng)各部件關(guān)于彈性扭轉(zhuǎn)的動(dòng)能和勢能不變。之后將簡化獲得的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)帶入商用軟件進(jìn)行系統(tǒng)性的扭振特性分析。

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)軸系建模及分析

發(fā)動(dòng)機(jī)軸系扭振模型的建立主要為確認(rèn)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)源的準(zhǔn)確性，同時(shí)用于模擬系統(tǒng)周期性的激勵(lì)變化。本前置后驅(qū)MPV車輛匹配的為1.5L自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)，構(gòu)建的扭振模型如圖1所示，模型包含缸壓曲線、閉環(huán)控制轉(zhuǎn)速負(fù)載等參數(shù)。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)軸系扭振模型Fig.1 Torsional VibrationModel of Engine Shaft

對(duì)模型進(jìn)行頻域計(jì)算，獲得的發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火順序、有效輸出扭矩，如圖2、圖3所示。從圖2、3可知，發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火順序?yàn)?-3-4-2，發(fā)動(dòng)機(jī)有效輸出扭矩在（100～150）N·m 之間（轉(zhuǎn)速（1000～5500）r/min），與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際較為吻合。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火順序Fig.2 Engine Ignition Order

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)有效扭矩輸出Fig.3 Engine Effective Torque Output

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪與皮帶輪角度差Fig.4 Angle Difference of Engine Flywheel and Belt Pulley

發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪與曲軸皮帶輪的角度差，如圖4所示。從其階次分析圖可知，二階諧次是影響發(fā)動(dòng)機(jī)軸系扭振的關(guān)鍵因素，其最大角度波動(dòng)為 0.25deg（1000～5500）r/min，滿足 AVL、Ricardo等公司的推薦標(biāo)準(zhǔn)（0.5deg）。同時(shí)對(duì)模型進(jìn)行自由振動(dòng)模態(tài)分析，發(fā)動(dòng)機(jī)軸系的一階固有頻率為346Hz，貢獻(xiàn)量最大的為發(fā)動(dòng)機(jī)前端的皮帶輪。二階固有頻率為693Hz，大于6諧次的發(fā)動(dòng)機(jī)共振頻率值600Hz（4缸發(fā)動(dòng)機(jī)的主諧次通常考慮2、4、6階），可認(rèn)為其影響不大。

2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)建模及分析

根據(jù)車輛動(dòng)力傳遞路徑，建立的車輛扭振分析模型，如圖5所示。模型在原發(fā)動(dòng)機(jī)軸系模型基礎(chǔ)上添加了離合器、變速箱、萬向節(jié)、主減速器、差速器、后橋等模塊，發(fā)動(dòng)機(jī)軸系模塊作為傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)源。

圖5 MPV車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型Fig.5 Torsional VibrationModel of MPV Drive System

對(duì)車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型進(jìn)行自由振動(dòng)的頻域計(jì)算（車輛常用檔位3檔），其各階固有頻率及主振型圖如圖7所示，傳動(dòng)系統(tǒng)的前 7 階固有頻率分別為：26.1Hz、34.9 Hz、65.4 Hz、82.4 Hz、269.1 Hz、342.2 Hz、599.1 Hz。由于傳動(dòng)系第 8 階固有頻率為691Hz，大于發(fā)動(dòng)機(jī)6諧次共振頻率600Hz，不用考慮。從圖6可知，除了傳動(dòng)系統(tǒng)6階固有頻率外，發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的影響不大，而6階次時(shí)，傳動(dòng)系的固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)固有頻率相當(dāng)，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)系統(tǒng)的振動(dòng)影響較大。

圖6 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率及主振型Fig.6 Natural Frequency and Main Modal Shapes of VehicleDrive System

3 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振綜合分析

3.1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振理論分析

發(fā)動(dòng)機(jī)各階諧次頻率的計(jì)算公式，如式（1）所示。

式中：f—諧次頻率，Hz；n—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；i—諧次。

本研究發(fā)動(dòng)機(jī)為自然吸氣汽油機(jī)，其通常運(yùn)行轉(zhuǎn)速為（1000～6000）r/min，帶入公式 1，其各階諧次頻率，如表 1 所示[5-6]。把車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率（2.2節(jié)計(jì)算獲得）帶入式1，結(jié)合表1發(fā)動(dòng)機(jī)諧次頻率范圍，其對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，如表2所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)各階諧次頻率Tab.1 Engine Order Frequency

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)各階諧次頻率對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速Tab.2 Engine Speed in Order Frequency

由于MPV車輛在3檔實(shí)際運(yùn)行時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通常不超過2500r/min。根據(jù)表2可知車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的1、2、3、4階固有頻率對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，均有落在2500r/min以內(nèi)，而且對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的2、4主諧次。同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)軸系的一階固有頻率為346Hz（2.1節(jié)計(jì)算獲得），對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的諧次為4、5、6，且對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速為5190r/min、4152r/min、3460r/min，均大于2500r/min。

因此，從理論上分析可知，發(fā)動(dòng)機(jī)軸系對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振影響不大，而發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率則對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振影響較大，將存在共振的危險(xiǎn)。

3.2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振計(jì)算分析

對(duì)車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型進(jìn)行強(qiáng)迫振動(dòng)的頻域計(jì)算（變速箱3檔），變速箱輸入軸、變速箱輸出軸、萬向節(jié)、半軸的角加速度及經(jīng)傅里葉變換的曲線。傳動(dòng)系統(tǒng)在1200r/min左右發(fā)生共振，共振頻率為32.4Hz，此時(shí)的共振頻率剛好與傳動(dòng)系統(tǒng)的二階固有頻率（34.9Hz）接近。對(duì)變速箱輸入軸進(jìn)行瀑布圖和階次圖分析圖7可知，發(fā)動(dòng)機(jī)二階諧次是引起傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的主要原因。因此根據(jù)表2的理論計(jì)算結(jié)果，傳動(dòng)系統(tǒng)2階固有頻率對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的二階諧次轉(zhuǎn)速為1047r/min，在1200r/min附近，說明該扭振計(jì)算結(jié)果是與3.1的理論計(jì)算相符的。

圖7 變速箱輸入軸瀑布圖及階次分析Fig.7 Waterfall Plot and Order Analysis of Gearbox Input Shaft

根據(jù)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)二階固有頻率的主振型圖（圖7b）上可知：對(duì)二階固有頻率貢獻(xiàn)量最大的為離合器及變速箱輸入軸。由于變速箱輸入軸受車型空間限制，剛度、阻尼、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等均較小，不適合優(yōu)化，因此本研究通過對(duì)離合器參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，調(diào)諧傳動(dòng)系統(tǒng)二階固有頻率，使其偏移共振頻率，減小扭振。

4 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振優(yōu)化

本前置后驅(qū)MPV車型采用的離合器為干式摩擦離合器，本研究擬采用大轉(zhuǎn)角摩擦離合器和雙質(zhì)量飛輪（DMF）對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行匹配優(yōu)化。

4.1 大轉(zhuǎn)角摩擦離合器匹配優(yōu)化

目前車型采用的干式摩擦離合器轉(zhuǎn)角為16°，離合器剛度為12.9Nm/deg（剛度可根據(jù)離合器極限扭矩進(jìn)行計(jì)算），根據(jù)該離合器的工程要求，最大轉(zhuǎn)角可設(shè)計(jì)成25°。因此本研究設(shè)計(jì)了2種方案進(jìn)行匹配：方案1為轉(zhuǎn)角21°，離合器剛度為10Nm/deg；方案2 為轉(zhuǎn)角 25°，剛度為 7.9Nm/deg。

方案1和方案2的傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率變化，如表3所示。匹配大轉(zhuǎn)角離合器后，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的2階固有頻率發(fā)生了變化，即獲得了減小，偏移了共振頻率（32.4Hz），其共振轉(zhuǎn)速和幅值均獲得了減小。

表3 不同離合器方案的傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率對(duì)比Tab.3 Natural Frequency Comparison of Drive System in Difference Clutch

隨著離合器轉(zhuǎn)角的增大，其共振轉(zhuǎn)速、幅值呈線性減小，當(dāng)共振轉(zhuǎn)速低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)，可認(rèn)為共振消失。由于車型的限制，該優(yōu)化方案只能減小扭振的轉(zhuǎn)速、幅度，但不能完全轉(zhuǎn)移到怠速以下。

4.2 雙質(zhì)量飛輪匹配優(yōu)化

本研究車型擬匹配的雙質(zhì)量飛輪（DMF），其參數(shù)從零部件供應(yīng)商處獲得，匹配后傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率及扭振結(jié)果，如表4所示。從表4可知，匹配雙質(zhì)量飛輪后動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率均發(fā)生了較大的變化，遠(yuǎn)離共振頻率32.4Hz，其共振轉(zhuǎn)速偏離了發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速（1000～6000）r/min，其系統(tǒng)扭振獲得了很好的改善。

表4 匹配雙質(zhì)量飛輪的傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率對(duì)比Tab.4 Natural FrequencyComparison of Drive System in Matching DMF

5 結(jié)論

通過CAE分析軟件對(duì)前置后驅(qū)MPV車輛進(jìn)行動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振特性建模，分析車輛扭振發(fā)生的機(jī)理，同時(shí)對(duì)扭振影響較大的敏感性部件參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，獲得解決車輛扭振的有效方法及路徑。

（1）發(fā)動(dòng)機(jī)軸系對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振影響不大，而發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率則對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振影響較大；發(fā)動(dòng)機(jī)的二階激勵(lì)頻率是影響車輛扭振的主要因素。

（2）前置后驅(qū)MPV車輛扭振頻率發(fā)生于傳動(dòng)系統(tǒng)二階固有頻率附近，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)二階固有頻率的主振型，通過調(diào)整離合器及變速箱輸入軸的剛度或轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可調(diào)諧其二階固有頻率，減小系統(tǒng)的扭振。

（3）采用大轉(zhuǎn)角離合器來調(diào)諧傳動(dòng)系統(tǒng)二階固有頻率，隨著轉(zhuǎn)角的增大，其共振轉(zhuǎn)速、幅值呈線性減小，當(dāng)共振轉(zhuǎn)速低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)，可認(rèn)為共振消失。此方法受轉(zhuǎn)角可調(diào)范圍的限制。

（4）系統(tǒng)匹配雙質(zhì)量飛輪后，傳動(dòng)系統(tǒng)的各階固有頻率均發(fā)生了較大的變化，遠(yuǎn)離共振頻率，扭振現(xiàn)象減小明顯。