楊樹軍，王懷昭，張明旭，王 鵬，趙 坤，張宇飛

（1.燕山大學(xué) 車輛與能源學(xué)院，河北 秦皇島066004；2.鄭州日產(chǎn)汽車有限公司，鄭州450046）

前置后驅(qū)傳動汽車的動力傳動系是一個復(fù)雜的多自由度扭振系統(tǒng)，一般由發(fā)動機(jī)、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、半軸等組成。在汽車處于驅(qū)動工況時，當(dāng)傳動系的某一固有頻率和發(fā)動機(jī)激振力矩某諧量的頻率重合，就會出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振問題，從而使汽車產(chǎn)生明顯的振動和噪聲，這種由于傳動系的扭振問題導(dǎo)致車內(nèi)出現(xiàn)轟鳴聲，是整車NVH研究中常見的現(xiàn)象[1]。因此對汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動的研究及控制有著重大意義[2-3]。

國內(nèi)外學(xué)者對傳動系扭振都有深入研究。呂振華等[4]指出傳動系扭振會導(dǎo)致車內(nèi)振動噪聲問題產(chǎn)生。劉國政等[5]研究了傳動系扭振和車內(nèi)轟鳴聲，確定了車內(nèi)轟鳴聲的產(chǎn)生是由發(fā)動機(jī)2階激勵引起的傳動系扭振導(dǎo)致的。鄔惠樂等[6]通過創(chuàng)建傳動系扭振模型，對扭振系統(tǒng)進(jìn)行了自由和強(qiáng)迫振動計算。趙騫、焦嬌、蔡蕓等通過傳動系扭振模型研究后驅(qū)傳動系扭振模態(tài)時，考慮了傳動系部件關(guān)鍵參數(shù)的影響[7-9]。Sérgio等[10]對所建立的發(fā)動機(jī)試驗臺模型進(jìn)行自由振動和強(qiáng)迫振動分析，發(fā)現(xiàn)通過調(diào)整傳動系參數(shù)的方法，可明顯降低傳動系共振的幅值。Guzzomi 等[11]通過建立傳動系統(tǒng)3 自由度的非線性模型，通過仿真分析得到了傳動系扭振隨離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度和阻尼參數(shù)的變化規(guī)律，并結(jié)合道路實車試驗驗證了仿真結(jié)果。

某多用途貨車在道路上行駛時，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min～1 500 r/min內(nèi)，車輛傳動系會出現(xiàn)明顯的振動，影響整車NVH 品質(zhì)，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高或者降低時，振動會明顯降低。

1 測試方法

本文以某前置后驅(qū)的多用途貨車作為測試車，在平直的路面上對其進(jìn)行實車測試。本試驗通過布置的轉(zhuǎn)速傳感器將傳動系各測點(diǎn)的轉(zhuǎn)速波動信號送入LMS Test.lab 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，再由計算機(jī)進(jìn)行采集，最后通過計算機(jī)內(nèi)的LMS Test.lab 軟件對采集的轉(zhuǎn)速信號進(jìn)行分析和處理，從而獲得各擋位傳動系各測點(diǎn)的角加速度振幅隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系。

傳感器布置：通過分析測試車傳動系結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在測試車發(fā)動機(jī)飛輪處、變速箱輸入處、變速箱輸出處、后橋輸入處均安裝轉(zhuǎn)速傳感器。由測試車的曲軸轉(zhuǎn)速傳感器采集發(fā)動機(jī)測點(diǎn)處的轉(zhuǎn)速波動信號，在變速箱輸入和后橋輸入處安裝磁電式轉(zhuǎn)速傳感器進(jìn)行轉(zhuǎn)速信號采集，在變速箱輸出測點(diǎn)處安裝光電式轉(zhuǎn)速傳感器進(jìn)行轉(zhuǎn)速信號采集。傳感器布置如圖1至圖3。

測試系統(tǒng)組成：本試驗使用的扭振測試系統(tǒng)由扭振測量裝置（測速齒盤、轉(zhuǎn)速傳感器和數(shù)據(jù)線）和數(shù)據(jù)采集裝置（LMS Test.lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，如圖4)兩部分構(gòu)成。

圖1 變速箱輸入測點(diǎn)

圖2 變速箱輸出測點(diǎn)

圖3 后橋輸入測點(diǎn)

圖4 LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

測試工況：對試驗車6 個前進(jìn)擋位分別進(jìn)行了加速工況的傳動系扭振測試，采集了6 個擋位傳動系各測點(diǎn)的轉(zhuǎn)速波動信號。

2 階次分析

通過實車測試試驗，獲得測試車在加速工況下，各個擋位傳動系各測點(diǎn)處的振動曲線。圖5和圖6分別為車輛4擋位變速箱輸出測點(diǎn)的瀑布圖與階次切片圖。

圖5 測試車4擋位變速箱輸出map圖

從圖5中可看出，Map 圖中存在明顯的由發(fā)動機(jī)引起的2階激勵，同時還出現(xiàn)了可見的1階、3階和4階激勵。

圖6 測試車4擋位變速箱輸出測點(diǎn)階次切片圖

從圖6可以看出，對總體振動貢獻(xiàn)最大的是2階振動，1、3 和4 階次振動幅值較低，對整體的振動貢獻(xiàn)很小。

我們必須面對現(xiàn)實的政治生活，所以我們就應(yīng)該探究一下大多數(shù)城邦所能采取的最優(yōu)良的政體，以及大多數(shù)人都能達(dá)到的優(yōu)良生活。這兩個“大多數(shù)”，充分表達(dá)了亞里士多德的現(xiàn)實關(guān)懷。也就是說，他要探討城邦治理的平?？尚兄恚忠接懭藗兊膶こ？色@之德。

測試車1～6擋位主要激勵階次如表1。其中在各測點(diǎn)激勵階次中，2階激勵為發(fā)動機(jī)點(diǎn)火激勵，表中的粗體激勵為各擋位傳動比的1倍頻激勵。發(fā)動機(jī)輸出和變速器輸入測點(diǎn)，激勵階次為2 階次。在各測點(diǎn)主要激勵階次中，2 階次曲線對總體振動（Overall 曲線）貢獻(xiàn)最大，且2 階次曲線和Overall 曲線在同一轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)了明顯振動峰值，與車內(nèi)乘客的振動感受相同。由此表明發(fā)動機(jī)2階激勵導(dǎo)致了測試車出現(xiàn)明顯振動。

表1 測試車各擋位各測點(diǎn)主要激勵階次

3 各擋位扭振特性分析

測試車在6擋位工況，傳動系各測點(diǎn)的2階次曲線如圖7。從圖中可以看出，在1 203 r/min 附近，傳動系各測點(diǎn)均出現(xiàn)大幅振動，隨著轉(zhuǎn)速的增加振動幅值明顯降低。在共振轉(zhuǎn)速下，變速箱輸入測點(diǎn)、變速箱輸出測點(diǎn)、后橋輸入測點(diǎn)的振幅共振峰值分別為471 rad/s2、1 066 rad/s2、1 030 rad/s2。

圖7 6擋傳動系各測點(diǎn)的2階次振動曲線圖

其它擋位在共振轉(zhuǎn)速下的角加速度振幅如表2。測試車在1擋位沒有出現(xiàn)明顯的振動，在2擋位各測點(diǎn)在共振轉(zhuǎn)速下的振幅較小，在3～4 擋位，各測點(diǎn)在共振轉(zhuǎn)速下均出現(xiàn)大幅振動，在5～6 擋位，變速箱輸出測點(diǎn)和后橋輸入測點(diǎn)均在共振轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)大幅振動。且在3～6 擋位，隨著擋位的增加，傳動系測點(diǎn)的振幅共振峰值均逐漸降低。在3～6擋位，當(dāng)擋位一定時，各測點(diǎn)的振動曲線中，變速箱輸出和后橋輸入測點(diǎn)振動幅值最大，即傳動軸和后橋是扭振產(chǎn)生的主要部位。

4 扭振模型的建立

為了達(dá)到衰減傳動系扭轉(zhuǎn)振動的目的，可控制傳動系統(tǒng)部件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，以此來調(diào)整傳動系統(tǒng)的固有頻率，將共振轉(zhuǎn)速控制在發(fā)動機(jī)常用的轉(zhuǎn)速范圍之外。也可以增大系統(tǒng)阻尼，從而衰減傳動系統(tǒng)的振動。最簡單的衰減扭轉(zhuǎn)振動的方法是改變離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)。

表2 各擋位角加速度振幅共振峰值/(rad·s-2)

扭轉(zhuǎn)減振器具有彈簧和阻尼的作用，在壓盤彈簧扭轉(zhuǎn)剛度變化的同時，還會有摩擦阻尼力矩產(chǎn)生。通過合理設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)，可有效衰減發(fā)動機(jī)的振動能量，從而降低傳動系扭振幅值，降低共振載荷和噪聲。試驗車采用的離合器具有三級扭轉(zhuǎn)剛度，其中怠速級彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度用于怠速工況；主減振器為第二級減振器，用于車輛正常行駛工況；第三級減振器用于車輛載荷急劇變化階段或急加速工況。

本文簡化測試車傳動系為12 個集中質(zhì)量的扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，在AMESim里搭建了傳動系扭振模型，通過仿真分析，對扭轉(zhuǎn)減振器主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼力矩參數(shù)對扭振的影響規(guī)律進(jìn)行研究。簡化后的測試車傳動系扭振集中質(zhì)量模型如圖8所示。搭建的AMESim扭振模型如圖9所示。扭振模型中符號的含義及對應(yīng)的參數(shù)如表3到表5所示。

圖8 試驗車簡化傳動系統(tǒng)扭振集中質(zhì)量模型

圖9 AMESim扭振模型

在AMESim 扭振模型中設(shè)置好各部件參數(shù)后，通過強(qiáng)迫振動計算獲得傳動系各測點(diǎn)2 階次曲線圖，將其與實車試驗獲得的2階次曲線圖進(jìn)行對比，以此對搭建的傳動系扭振模型進(jìn)行正確性驗證。以3 擋為例進(jìn)行介紹，圖10與圖11是3 擋位變速器輸入和輸出測點(diǎn)仿真與試驗2階次曲線圖。比較圖10和圖11中3 擋位仿真與試驗2 階次曲線圖可知，雖然仿真與試驗的振幅峰值存在誤差，但是二者的共振轉(zhuǎn)速誤差較?。ㄕ`差5.9%）。在1 440 r/min左右，仿真與試驗曲線都出現(xiàn)振動峰值。

表3 模型中的慣量參數(shù)/(kg·m-2)

表4 模型中的剛度參數(shù)/(N·m·rad-1)

表5 模型中的阻尼參數(shù)/(N·m·rad-1·s)

圖10 變速器輸入測點(diǎn)仿真與試驗2階次曲線圖

圖11 變速器輸出測點(diǎn)仿真與試驗2階次曲線圖

其它擋位時的仿真與試驗的振幅峰值都存在誤差，這是因為阻尼影響著扭振峰值，然而獲取實車上的阻尼參數(shù)比較困難，本文獲取的阻尼參數(shù)與實車的阻尼參數(shù)有一定偏差。但仿真與試驗曲線的共振轉(zhuǎn)速誤差較?。?%之內(nèi)），而且二者的振動趨勢基本相同。因此可以說明本文所搭建的扭振模型的正確性，可用于對傳動系扭振的研究。

本文通過扭振模型進(jìn)行仿真分析，研究扭轉(zhuǎn)減振器主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼力矩對傳動系扭振的影響規(guī)律。結(jié)合主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和主減振級阻尼力矩的可變化范圍，主減振級剛度和阻尼力矩的取值范圍分別為在16 N·m/(°)～30 N·m/(°)和20 N·m～40 N·m，主減振級剛度對變速器輸出測點(diǎn)振幅響應(yīng)的影響趨勢如圖12。將阻尼力矩分別求得對應(yīng)的阻尼系數(shù)代入扭振模型中，主減振級阻尼力矩對變速器輸出測點(diǎn)振幅響應(yīng)的影響趨勢如圖13。

圖12 主減振級剛度對變速器輸出測點(diǎn)振幅的影響趨勢

綜上分析所知，在取值范圍內(nèi)，當(dāng)主減振級剛度取值越低，主減振級阻尼力矩取值越大時，發(fā)生共振時的扭振響應(yīng)幅值就會越低。但是離合器壽命也會隨著離合器剛度的降低而減少，所以要綜合考慮選取離合器參數(shù)。

5 改進(jìn)方案

圖13 主減振阻尼力矩對變速器輸出測點(diǎn)振幅的影響趨勢

為有效降低試驗車扭轉(zhuǎn)振動，本文依據(jù)仿真分析結(jié)果改進(jìn)了主減振級參數(shù)，改進(jìn)前后的離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)如表6。改進(jìn)參數(shù)后，再次對改進(jìn)離合器后的測試車進(jìn)行扭振測試，測得改進(jìn)離合器參數(shù)后的測試車傳動系各測點(diǎn)轉(zhuǎn)速波動信號，通過數(shù)據(jù)處理，獲得離合器改進(jìn)后各測點(diǎn)振動曲線。

表6 改進(jìn)前后扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)

離合器主減振級參數(shù)改進(jìn)后，各個擋位在共振轉(zhuǎn)速下的振幅峰值如表7。通過與表2對比分析可知，改進(jìn)后各個擋位的變速箱輸入輸出和后橋輸入測點(diǎn)的振幅共振峰值均較改進(jìn)前降低。

表7 離合器改進(jìn)后各擋角加速度振幅峰值/(rad·s-2)

為比較離合器參數(shù)改進(jìn)前后的傳動系振動情況，對比分析了參數(shù)改進(jìn)前后的實車試驗測試結(jié)果，以3擋位為例，參數(shù)改進(jìn)前后變速器輸出測點(diǎn)的2階次振動曲線如圖14。

圖14 改進(jìn)前后變速器輸出測點(diǎn)的2階次曲線圖

由圖14可知，車輛3 擋位的發(fā)動機(jī)測點(diǎn)振動幅值在改進(jìn)前后基本一致。離合器參數(shù)改進(jìn)前變速器輸出測點(diǎn)振幅共振峰值為2 041 rad/s2，離合器參數(shù)改進(jìn)后變速器輸出測點(diǎn)振幅共振峰值為1 026 rad/s2，下降了49.7%。在其它擋位下，離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)改進(jìn)后的傳動系振動峰值均比改進(jìn)前降低，則改進(jìn)主減振級參數(shù)的解決方案可大大降低傳動系振動幅值。

6 結(jié)語

為研究車輛的扭轉(zhuǎn)振動特性，對傳動系扭振進(jìn)行道路實車試驗，通過扭振測試系統(tǒng)，獲得各擋位下傳動系關(guān)鍵測點(diǎn)處的振動情況。通過建立扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)模型進(jìn)行仿真分析，根據(jù)仿真結(jié)果對離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)進(jìn)行改進(jìn)。再次進(jìn)行道路實車試驗，得出改進(jìn)方案可有效減少傳動系扭振波動問題。主要結(jié)論如下：

（1）通過分析傳動系各測點(diǎn)的瀑布圖與階次切片圖，確定車輛傳動系出現(xiàn)的明顯振動是由發(fā)動機(jī)2階激勵引起的傳動系扭轉(zhuǎn)振動。

（2）通過分析各擋位的扭振特性，確定傳動軸和后橋是扭振產(chǎn)生的主要部位。

（3）通過扭振仿真分析，發(fā)現(xiàn)在所取值范圍內(nèi)，離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級剛度越低和主減振級阻尼力矩越大，傳動系各測點(diǎn)在共振時的扭振響應(yīng)幅值越低。

（4）為降低傳動系扭轉(zhuǎn)振動，本文提出解決方案即改進(jìn)離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)。通過對該改進(jìn)方案進(jìn)行試驗測試，發(fā)現(xiàn)該方案可有效解決傳動系扭振問題，改善車內(nèi)駕乘的舒適性。