李小亮，劉波

某皮卡起步過(guò)程顫振分析優(yōu)化

李小亮1，劉波2

（1.格特拉克（江西）傳動(dòng)系統(tǒng)有限公司，江西 南昌 330013；2.江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330000）

某柴油發(fā)動(dòng)機(jī)皮卡在1擋起步過(guò)程中，存在明顯顫振（Judder），首先完成整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、工作變型及振動(dòng)響應(yīng)等測(cè)試分析，而后確定Judder產(chǎn)生的根本原因，傳遞路徑上主要影響系統(tǒng)部件，最終完成相應(yīng)優(yōu)化方案的驗(yàn)證。采用調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速以改變系統(tǒng)的激勵(lì)頻率，與整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第1階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率、動(dòng)力總成與駕駛室剛體模態(tài)頻率有效避開(kāi)，Judder消除，主觀評(píng)估可以接受，最終提升了車輛NVH性能。

離合器；顫振；傳動(dòng)系統(tǒng)；扭轉(zhuǎn)振動(dòng)；剛體模態(tài)

1 前言

車輛起步過(guò)程中，離合器滑摩直至接合，產(chǎn)生扭矩使變速箱輸入軸與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪轉(zhuǎn)速逐漸同步，出現(xiàn)的駕乘人員能明顯感受到的車輛前后方向低頻竄動(dòng)現(xiàn)象，汽車NVH中稱為顫振，常英譯為Judder。汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能以及駕乘舒適性由此降低，易引起抱怨。

作為傳遞和切斷動(dòng)力的典型控制部件，摩擦式離合器以其轉(zhuǎn)矩容量大、損耗小，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低，在汽車、工程車輛、機(jī)械裝備等動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中大量應(yīng)用[1]。對(duì)于Judder相關(guān)分析研究，相關(guān)文獻(xiàn)[1-4]主要集中在摩擦式離合器滑摩擦接合過(guò)程的接合沖擊度、滑磨功、結(jié)構(gòu)熱耦合等方面，或者對(duì)離合器自激振動(dòng)產(chǎn)生抖振的多重影響因素對(duì)比分析，提出優(yōu)化控制離合器的抖振現(xiàn)象的措施。

本文針對(duì)實(shí)際工程的某皮卡車在起步過(guò)程Judder問(wèn)題的優(yōu)化解決，完成整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、工作變形等客觀測(cè)試分析，確定Judder產(chǎn)生的原因與主要影響部件，并提出了經(jīng)對(duì)比驗(yàn)證的合理可行方案，最終優(yōu)化解決該問(wèn)題，提升了整車NVH性能。

2 問(wèn)題分析

2.1 問(wèn)題背景

某后驅(qū)柴油皮卡，怠速轉(zhuǎn)速750rpm，配5速手動(dòng)變速箱，在駕駛員掛1擋，松抬離合器踏板，離合器滑摩起步過(guò)程中，出現(xiàn)駕乘人員不可接受的前后方向強(qiáng)烈低頻顫振，即Judder，離合器完全接合后顫振消失。

客觀測(cè)得的駕駛員座椅導(dǎo)軌振動(dòng)響應(yīng)同樣顯示車輛前后向的振動(dòng)加速度值最大，RMS振動(dòng)峰值達(dá)0.04g，對(duì)應(yīng)頻率約為12.5Hz。

圖1 駕駛員座椅導(dǎo)軌三向振動(dòng)加速度響應(yīng)

2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)測(cè)試分析

Judder一般分自激振動(dòng)與強(qiáng)制振動(dòng)兩類，確認(rèn)該車離合器摩擦盤(pán)具有正摩擦阻尼特性，排除該皮卡車Judder由離合器自激振動(dòng)導(dǎo)致。發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸裝配后軸不對(duì)中，如離合器盤(pán)表面不平、偏斜安裝造成單面摩擦，在其每次旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，引起驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)；或車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)與激勵(lì)頻率共振，產(chǎn)生前后方向顫振，為強(qiáng)制性Judder。

發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸之間裝配設(shè)計(jì)上有要求與保證，裝配后系統(tǒng)不對(duì)中難以檢測(cè)，拆卸單個(gè)部件檢查，狀態(tài)無(wú)異常，先排除發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸間裝配軸不對(duì)中可能性影響，重點(diǎn)考慮傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振的影響。

以發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸前端、飛輪端、變速箱輸入軸處、變速箱輸出軸、傳動(dòng)軸前端、傳動(dòng)軸后端（靠近后橋輸入法蘭面）及左右后輪輞為轉(zhuǎn)速拾取關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)，同步采集座椅導(dǎo)軌加速度信號(hào)，完成該車起步過(guò)程的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)與響應(yīng)測(cè)試。

圖2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)轉(zhuǎn)速測(cè)點(diǎn)

轉(zhuǎn)速測(cè)點(diǎn)與傳感器布置如上圖2，其中發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸前端安裝編碼器，與變速箱輸入軸齒輪垂直的殼體表面鉆孔攻絲，安裝磁電轉(zhuǎn)速傳感器，其余轉(zhuǎn)速測(cè)點(diǎn)通過(guò)光電轉(zhuǎn)速傳感器采集對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速信號(hào)。

車輛起步過(guò)程的發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速與座椅振動(dòng)響應(yīng)的時(shí)域變化如下圖3。

圖3 飛輪/變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速與座椅振動(dòng)時(shí)域變化

t1-t4階段，離合器滑摩，變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速差逐漸減小，至t4之后離合器完全結(jié)合，轉(zhuǎn)速差為零。其中t1-t2階段，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為750rpm，離合器滑摩，座椅振動(dòng)最大，Judder最明顯；t2-t4階段，離合器處于滑摩階段中、后期，隨離合器后端傳動(dòng)系統(tǒng)慣量的引入，座椅振動(dòng)降低，Judder減弱，此階段發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為800rpm；離合器完全結(jié)合后，主觀感覺(jué)無(wú)Judder，對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升至820rpm。

取Judder最明顯階段各測(cè)點(diǎn)轉(zhuǎn)速、振動(dòng)響應(yīng)的時(shí)域數(shù)據(jù)，計(jì)算其單位時(shí)間內(nèi)變化數(shù)與對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)階次，匯總?cè)缦卤?。

表1 各測(cè)點(diǎn)單位時(shí)間內(nèi)時(shí)域數(shù)據(jù)變化

飛輪后端各測(cè)點(diǎn)轉(zhuǎn)速與座椅導(dǎo)軌振動(dòng)的變化頻率為12.5Hz，與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速第1階激勵(lì)頻率對(duì)應(yīng)，說(shuō)明整車傳動(dòng)系統(tǒng)存在離合器隨發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪旋轉(zhuǎn)的1階頻率扭矩波動(dòng)，即證明飛輪、離合器及變速器輸入軸裝配后存在軸心不對(duì)中。

發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端與變速箱輸入軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移（度/°）變化三維圖譜顯示：在離合器滑摩階段，傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率為12.5Hz，與發(fā)動(dòng)機(jī)750rpm的1階頻率對(duì)應(yīng)，離合器結(jié)合，變速器輸入軸轉(zhuǎn)速與飛輪轉(zhuǎn)速同步后，因整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)其余所有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量加入，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率降至約1.8 Hz。具體如圖4、圖5。

圖5 變速箱輸入軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移變化三維譜

下圖6座椅導(dǎo)軌振動(dòng)三維譜圖中，顯示其主要振動(dòng)頻率有相同變化趨勢(shì)，標(biāo)注“①”與“②”分別為發(fā)動(dòng)機(jī)第1階、第2階激勵(lì)頻率變化，標(biāo)注“③”為發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪與變速箱輸入軸相對(duì)轉(zhuǎn)速1階頻率變化，標(biāo)注“④”為離合器結(jié)合后的傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率。

圖6 座椅導(dǎo)軌振動(dòng)響應(yīng)三維譜

綜合以上測(cè)試分析結(jié)果，車輛起步過(guò)程中Judder，主要由發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸間裝配存在軸不對(duì)中，產(chǎn)生摩擦扭矩激勵(lì)波動(dòng)，且動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)1階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)1階激勵(lì)頻率耦合共振兩方面相互疊加作用導(dǎo)致。

2.3 整車ODS測(cè)試與CAE分析

汽車起步接合過(guò)程中，上述摩擦扭矩激勵(lì)波動(dòng)與傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振導(dǎo)致的振動(dòng)，主要通過(guò)以下幾種路徑傳遞至駕駛室：

（1）動(dòng)力總成->傳動(dòng)軸->后橋->后懸架->車架->駕駛室；

（2）動(dòng)力總成->傳動(dòng)軸->傳動(dòng)軸中間支撐->車架->駕駛室；

（3）動(dòng)力總成->動(dòng)力總成懸置->車架->駕駛室。

根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，動(dòng)力總成、車架、車身等剛體模態(tài)頻率為低頻，一般約3～20Hz范圍內(nèi)。若其中某系統(tǒng)或部件頻率與12.5Hz接近，很大可能使Judder振動(dòng)響應(yīng)放大，應(yīng)重點(diǎn)予以分析。

對(duì)同步采集的車輛起步過(guò)程中動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)的轉(zhuǎn)速信號(hào)處理，進(jìn)行工作變形（ODS）分析[5]。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)振型具體如圖7，其中變速器輸入軸與飛輪轉(zhuǎn)角反向，離合器盤(pán)、變速箱輸入輸出軸及傳動(dòng)軸同向旋轉(zhuǎn)，其中變速器輸入軸扭轉(zhuǎn)角位移最大。因傳動(dòng)比關(guān)系，變速箱輸出軸、傳動(dòng)軸及后橋半軸扭轉(zhuǎn)角依次減小。

圖7 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)ODS振型

建立包括駕駛室、車身、動(dòng)力總成、傳動(dòng)系統(tǒng)的CAE模型，見(jiàn)下圖8，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)施加對(duì)應(yīng)的扭轉(zhuǎn)激勵(lì)，分析得到在12.5Hz頻率附近，系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振型與實(shí)際測(cè)試分析的工作振型一致。

同時(shí)，存在明顯的動(dòng)力總成前后竄動(dòng)，后橋點(diǎn)頭，以及駕駛室與車架反相位的前后竄動(dòng)振型。

圖8 CAE工作變形分析振型

測(cè)試該車動(dòng)力總成剛體模態(tài)，前后點(diǎn)頭（Pitch）模態(tài)頻率約為11.8Hz，與Judder頻率很接近。

上述測(cè)試分析結(jié)果說(shuō)明動(dòng)力總成、駕駛室的剛體模態(tài)，從傳遞路徑上進(jìn)一步放大了駕駛室內(nèi)Judder振動(dòng)響應(yīng)。

3 方案驗(yàn)證

通過(guò)上述Judder產(chǎn)生原因、振動(dòng)主要傳遞路徑與影響部件的分析，控制發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸間裝配后軸不對(duì)中精度后，主要從改變動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率、調(diào)整動(dòng)力總成、駕駛室剛體模態(tài)，避開(kāi)共振頻率等方面來(lái)降低Judder響應(yīng)。以下介紹的措施，經(jīng)對(duì)比驗(yàn)證有效。

3.1 調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速

建立整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)一維扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，完成第一階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)靈敏度分析，結(jié)果顯示后橋半軸扭轉(zhuǎn)剛度、離合器扭轉(zhuǎn)剛度為主要貢獻(xiàn)量，降低兩者扭轉(zhuǎn)剛度30%，能降低動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率約2Hz，但客觀測(cè)試與主觀駕評(píng)，確認(rèn)Judder改善不明顯，且?guī)?lái)系統(tǒng)部件的耐久風(fēng)險(xiǎn)，該方案不可行。

嘗試調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，使發(fā)動(dòng)機(jī)第1階激勵(lì)頻率與整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第1階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率有效避開(kāi)，以降低Judder振動(dòng)響應(yīng)。

下圖9為不同發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度RMS值對(duì)比，調(diào)整后的怠速轉(zhuǎn)速與原狀態(tài)的相差越大，振動(dòng)響應(yīng)幅值越小。

完成Judder駕駛評(píng)價(jià)，采用常用的十分制，相應(yīng)的主觀評(píng)分匯總?cè)缦卤?，主觀感受與客觀數(shù)據(jù)很好對(duì)應(yīng)，即怠速轉(zhuǎn)速與原狀態(tài)的相差越大，評(píng)分越高。

圖9 不同發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度值對(duì)比

表2 不同發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速Judder主觀感受對(duì)比

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速與原始狀態(tài)750rpm相差60rpm，即與原狀態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)第1階激勵(lì)頻率12.5Hz避開(kāi)至少約2Hz，才能感受不到Judder。

3.2 改變動(dòng)力總成與駕駛室剛體模態(tài)

建立整車CAE模型仿真，分析結(jié)果顯示降低動(dòng)力總成懸置三向剛度30%，降低駕駛室第一排、第四排懸置垂向剛度20%，動(dòng)力總成與駕駛室Pitch模態(tài)頻率為10.6Hz，避開(kāi)問(wèn)題頻率約2 Hz。

維持發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速750rpm不變，采用該方案，客觀測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)比，結(jié)果顯示座椅導(dǎo)軌在整車前后向的時(shí)域振動(dòng)響應(yīng)降低明顯。圖10中，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速750rpm時(shí)間段內(nèi)，振動(dòng)均方根值由0.09g降至0.06g，降幅約30.5%，動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速800rpm區(qū)段內(nèi)，振動(dòng)均方根值由0.05g降低至0.03g，降幅約34%。

圖10 座椅導(dǎo)軌振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比

主觀駕評(píng)Judder有較明顯改善，且振動(dòng)響應(yīng)持續(xù)時(shí)間縮短，該狀態(tài)可以接受。

該皮卡為項(xiàng)目平臺(tái)小改款車型，為綜合平衡優(yōu)化結(jié)構(gòu)、車輛耐久驗(yàn)證、NVH性能及燃油經(jīng)濟(jì)性等方面的成本、周期影響，最終采用發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)整方案，改變其1階激勵(lì)頻率，以避開(kāi)系統(tǒng)共振頻率。ECU程序中的具體調(diào)整策略為當(dāng)車輛離合器踏板被踩下，變速箱掛1擋，上升發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速到850rpm，離合器完全接合后，轉(zhuǎn)速又降至820rpm。

圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速調(diào)整前后座椅導(dǎo)軌振動(dòng)對(duì)比

圖11中，采用優(yōu)化版ECU策略后，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度幅值降低明顯，幅度約55%，且駕乘人員主觀駕評(píng)感受不到Judder。

4 總結(jié)

（1）汽車起步過(guò)程中強(qiáng)制性Judder分析，除考慮發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器及變速器輸入軸等系裝配軸心對(duì)中精度，還應(yīng)考慮動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第1階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率、Judder振動(dòng)傳遞路徑上主要系統(tǒng)部件的模態(tài)與系統(tǒng)激勵(lì)頻率共振的影響。

（2）汽車起步過(guò)程中Judder可通過(guò)改變動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第1階頻率、Judder振動(dòng)傳遞路徑上主要影響系統(tǒng)部件模態(tài)有效避頻，或調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速以改變系統(tǒng)激勵(lì)頻率能得到有效解決。

[1] 陳俐,王昊松,習(xí)綱.離合器接合過(guò)程抖振機(jī)理與控制研究[J].系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào),2011.Vol.23 No.7.

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A PK’s Judder Analysis and Improvement in Start Procession

Li Xiaoliang1, Liu Bo2

( 1.Gertrack (Jiangxi) Transmission System Co., Ltd., Jiangxi Nanchang 330013; 2.Jiangling Motors Co., Ltd., Jiangxi Nanchang 330000 )

Obvious Judder occurs in start procession of a diesel PK, the vehicle powertrain torsional vibration and operation deflection shape test and analysis are completed firstly, then Judder root cause and main influence components are verified, the comparison test and assessment of improvement methods are finished finally. engine idle speed adjustment as one improvement method to change excited frequency, which is improved can avoid the 1st order resonance frequency of vehicle powertrain torsional vibration and rigid modal of powertrain and cabin effectively, Judder is eliminated and pass the subjective assessment, and vehicle NVH performance is improved in the end.

Clutch; Judder; Powertrain; Torsional vibration; Rigid modal

U467

B

1671-7988(2019)24-72-04

U467

B

1671-7988(2019)24-72-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.24.024

李小亮（1985-），男，江西鄱陽(yáng)人，碩士研究生，NVH工程師，主要從事研究工作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)NVH控制與優(yōu)化。