王 昆 倪小波 李宏庚 何嘉洋 黃元毅 侯高杰

1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州，545000 2.鄭州愛科科技有限公司，鄭州，450000

0 引言

前置后驅(qū)車型的傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、飛輪、離合器、變速箱、傳動軸、主減速器、驅(qū)動半軸及車輪等組成。傳動系統(tǒng)各個部件一般具有一定的扭轉(zhuǎn)剛度，所以傳動系統(tǒng)自身會有固有頻率，當(dāng)發(fā)動機或者路面的激勵與傳動系統(tǒng)的固有頻率接近時，傳動系統(tǒng)便會發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振特性，產(chǎn)生強烈的噪聲，傳至車內(nèi)后有可能與車內(nèi)的空腔模態(tài)耦合從而產(chǎn)生轟鳴聲。轟鳴聲容易引起駕駛員煩躁不安，對駕駛員來說是非常危險的，很容易導(dǎo)致交通事故，因此，對后驅(qū)車輛的轟鳴性能進行研究是很有必要的。

國內(nèi)外學(xué)者對后驅(qū)車輛的轟鳴問題進行了諸多研究。唐子等[1]研究表明，發(fā)動機輸出簡諧轉(zhuǎn)矩引發(fā)的傳動系扭振會引起主減速器齒輪嚙合力變化，進而引起車身振動。王東等[2]提出了一系列控制主減速器處的扭振幅值的方案，可以有效地解決轟鳴聲的問題。蔡蕓[3]提出了同時考慮傳動系統(tǒng)扭振和汽車動力性的綜合優(yōu)化方案來解決傳動系統(tǒng)共振問題?？祻姷萚4]對傳動系統(tǒng)扭振強迫振動進行計算分析與扭振測試，明確轟鳴問題是由傳動系統(tǒng)導(dǎo)致的。吳昱東等[5]運用減振帶隙計算方法設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器，可有效抑制傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動，降低車內(nèi)轟鳴聲。LIU等[6]針對汽車加速過程中出現(xiàn)的噪聲問題，研究了多級離合器阻尼器和齒輪側(cè)隙的非線性特性，提出了一種離合器動力學(xué)的優(yōu)化方法。ZU等[7]設(shè)計出一套阻尼可調(diào)的半主動控制式的磁流變液雙質(zhì)量飛輪裝置，減小了啟停工況的最大扭矩和相對轉(zhuǎn)角，有效解決了轟鳴噪聲問題。以上學(xué)者針對汽車轟鳴噪聲的研究為汽車工業(yè)的發(fā)展提供了一定的支持，但對轟鳴振動噪聲的機理分析主要采用試驗的方法進行分析，然后提出解決方案以解決傳動系統(tǒng)扭振問題。

本文采用多體模型以及試驗結(jié)果相結(jié)合的方法，以某款后驅(qū)車輛的傳動系統(tǒng)轟鳴性能改進研究開發(fā)項目為基礎(chǔ)，建立傳動系統(tǒng)及整車的多體動力學(xué)模型，以模型為基礎(chǔ)研究分析后驅(qū)車輛轟鳴問題的基本機理，同時結(jié)合整車以及臺架試驗的結(jié)果，針對轟鳴問題提出相應(yīng)的改善方案，以實現(xiàn)主要的傳動系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)性能前期設(shè)計能力的提升。

1 后驅(qū)車輛的轟鳴性能

1.1 問題概要

該款前置后驅(qū)車輛的轟鳴問題具體表現(xiàn)為：加速工況在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1600 r/min附近，滑行工況在發(fā)動機轉(zhuǎn)速2700 r/min時車內(nèi)轟鳴聲、振動較大，數(shù)據(jù)上表現(xiàn)為發(fā)動機2階。

1.2 整車試驗

轟鳴性能整車試驗方法如下：①選擇平直良好的路面進行試驗，將發(fā)動機進行足夠預(yù)熱以確保達到穩(wěn)態(tài)；②試驗擋位：3擋、4擋，發(fā)動機轉(zhuǎn)速：1000 ～3500 r/min；試驗工況：全加速(wot)、滑行(coast)；③分別測量駕駛室聲壓、驅(qū)動半軸扭矩數(shù)據(jù)，將數(shù)據(jù)進行發(fā)動機轉(zhuǎn)速2階階次處理。

1.3 臺架試驗

為了確認傳動系統(tǒng)自身的振動模態(tài)，對該后驅(qū)車輛的傳動系統(tǒng)進行臺架掃頻試驗，試驗臺如圖1所示。傳動系統(tǒng)包括變速箱、傳動軸、主減速器、驅(qū)動半軸，在驅(qū)動半軸輸出端安裝負載電機，用于測量驅(qū)動半軸的輸出扭矩，在變速箱輸入端安裝輸入電機，用于施加2階掃頻激勵。

圖1 臺架試驗Fig.1 Bench test

輸入電機的掃頻范圍為900～3900 r/min；全加速工況的加載驅(qū)動為130 N·m，掃頻振幅為±190 N·m、±160 N·m兩組；滑行工況的加載驅(qū)動為-30 N·m，掃頻振幅為±30 N·m、±80 N·m兩組；試驗擋位：3擋～6擋。

1.4 試驗數(shù)據(jù)分析及問題確認

圖2所示為轟鳴性能整車試驗結(jié)果，根據(jù)駕駛室聲壓結(jié)果，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min、2700 r/min時，駕駛室存在明顯的轟鳴噪聲。根據(jù)驅(qū)動半軸扭矩的振動結(jié)果，可以確認該后驅(qū)車輛在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min、2700 r/min時所存在的轟鳴振動問題是由傳動系統(tǒng)的扭振引起的。

(a)全加速的駕駛室聲壓

圖3所示為在全加速及滑行工況下各個擋位的傳動系統(tǒng)臺架試驗結(jié)果?？芍?，僅在轉(zhuǎn)速2700 r/min附近存在一個共振點，表明2700 r/min共振點的共振模態(tài)和變速箱、傳動軸、驅(qū)動半軸的剛度及慣性質(zhì)量有關(guān)。分析不同擋位下的結(jié)果可知，在不同擋位下，共振的幅值雖然存在差異，但是所對應(yīng)的共振頻率沒有改變，表明2700 r/min的共振并不是變速箱內(nèi)部模態(tài)導(dǎo)致的。

(a)全加速的驅(qū)動半軸扭振

為了研究驅(qū)動半軸剛度對2700 r/min時共振點的影響，對傳動系統(tǒng)分別更換了不同剛度的驅(qū)動半軸進行試驗，試驗結(jié)果如圖4所示。對原狀態(tài)、粗驅(qū)動半軸、細驅(qū)動半軸進行對比分析可得，三條曲線基本重合，表明驅(qū)動半軸剛度以及慣性質(zhì)量對2700 r/min時的共振沒有影響。對擋位及驅(qū)動半軸剛度影響分析可知，2700 r/min時的共振是由傳動軸的模態(tài)導(dǎo)致的。

(a)3擋全加速

2 轟鳴模型的建立及仿真計算

2.1 多體動力學(xué)模型

為了確保仿真計算的可靠性，需要搭建包含傳動系統(tǒng)的整車模型，針對轟鳴性能試驗結(jié)果，對仿真模型進行對標(biāo)，以便進一步利用模型對轟鳴問題進行分析。整車多體動力學(xué)模型包含前懸架、后懸架、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、輪胎、排氣系統(tǒng)。其中，前懸架為麥弗遜懸架，后懸架為多連桿懸架。整車多體動力學(xué)模型如圖5所示。

圖5 整車模型Fig.5 Vehicle model

2.2 發(fā)動機激勵

車輛在運行過程中，發(fā)動機內(nèi)部會產(chǎn)生較大的激振力，主要可以分為兩大類：一類是活塞連桿往復(fù)運動引起的慣性力及慣性力矩，另一類是由缸內(nèi)燃燒壓力及慣性力引起的扭矩變動。

車輛在全加速運行過程中，發(fā)動機曲軸會受到由于缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生扭矩的振動激勵，同時發(fā)動機剛體也會受到由于活塞連桿往復(fù)運動的慣性力；車輛在滑行過程中，發(fā)動機曲軸受到慣性力引起的扭矩振動激勵及發(fā)動機剛體受到慣性力的作用。在整車試驗過程中，同時測量了發(fā)動機的2階激勵的振動幅值、慣性力，如圖6所示。

(a)全加速激勵幅值

圖7所示為模型中的發(fā)動機激勵的分布情況，將整車試驗中得到的慣性力施加在發(fā)動機剛體的質(zhì)心位置處，另外根據(jù)仿真過程中的全加速以及滑行工況的切換情況，將圖6中的2階激勵幅值所對應(yīng)的正弦激振力施加在飛輪上，來有效地模擬車輛在運行過程中發(fā)動機的激勵情況，從而得到較為準(zhǔn)確的仿真結(jié)果。

圖7 模型中的發(fā)動機激勵Fig.7 Engine excitation in the model

2.3 仿真與試驗結(jié)果對標(biāo)

整車轟鳴性能仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)對標(biāo)結(jié)果如圖8所示。由圖可知，借助ADAMS軟件搭建的該后驅(qū)車輛的整車動力學(xué)模型，仿真結(jié)果的驅(qū)動半軸扭矩在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min、2700 r/min附近出現(xiàn)明顯的共振，和試驗結(jié)果保持一致，驗證了整車模型的可靠性。以此模型為基礎(chǔ)對轟鳴性能問題進行振動機理分析，并且相對應(yīng)地針對轟鳴問題進行改善。

(a)3擋全加速

3 以模型為基礎(chǔ)的振動機理分析及性能改善

3.1 轟鳴模態(tài)解析計算

頻域分析是研究隨機振動問題的傳統(tǒng)且較為成熟的分析方法，調(diào)用專門的ADAMS/Vibration振動仿真模塊對傳動系統(tǒng)進行模態(tài)分析，以得到傳動系統(tǒng)的固有頻率。定義飛輪質(zhì)心處的振動激勵為輸入通道，驅(qū)動半軸質(zhì)心處的扭矩為輸出通道，仿真頻率范圍為1～200 Hz，步長為2000。

圖9所示為從飛輪到驅(qū)動半軸之間系統(tǒng)的模態(tài)分析結(jié)果，由圖可知，在30～150 Hz范圍內(nèi)存在兩個較為明顯的共振模態(tài)，分別為50 Hz及95 Hz左右，相對應(yīng)的是車輛在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min及2700 r/min時的轟鳴共振模態(tài)。

圖9 模態(tài)解析計算結(jié)果Fig.9 Modal analysis calculation results

3.2 主要振動模態(tài)分析

針對圖9中50 Hz及95 Hz左右的模態(tài)，需要進行能量分析以確定構(gòu)成此模態(tài)的主要影響質(zhì)量及剛度。50 Hz模態(tài)對應(yīng)的能量分析結(jié)果如圖10所示，結(jié)果表明：50 Hz模態(tài)的主要影響剛度為離合器回轉(zhuǎn)剛度或驅(qū)動半軸回轉(zhuǎn)剛度；主要影響質(zhì)量為發(fā)動機剛體質(zhì)量、后橋剛體質(zhì)量或離合器轉(zhuǎn)動慣量。

(a)質(zhì)量對1600 r/min轟鳴問題的影響

95 Hz模態(tài)對應(yīng)的能量分析結(jié)果如圖11所示，結(jié)果表明:95 Hz模態(tài)的主要影響剛度為傳動軸回轉(zhuǎn)剛度、驅(qū)動半軸回轉(zhuǎn)剛度；主要影響質(zhì)量為差分器轉(zhuǎn)動慣量、離合器轉(zhuǎn)動慣量、傳動軸轉(zhuǎn)動慣量。此模態(tài)一般稱為傳動軸模態(tài)，在大部分后驅(qū)車型的傳動系統(tǒng)中都普遍存在。

(a)質(zhì)量對2700 r/min轟鳴問題的影響

3.3 后驅(qū)車轟鳴性能的基本機理

對50 Hz模態(tài)進行能量分析，結(jié)果表明其主要影響剛度為離合器回轉(zhuǎn)剛度或者驅(qū)動半軸回轉(zhuǎn)剛度。因此，結(jié)合臺架試驗結(jié)果與模態(tài)分析結(jié)果可得出結(jié)論：發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min時的轟鳴問題是由離合器回轉(zhuǎn)剛度造成的。

利用多體動力學(xué)模型對離合器回轉(zhuǎn)剛度變化對轟鳴振動的影響規(guī)律進行分析，結(jié)果如圖12所示，離合器剛度減小，1600 r/min的轟鳴振動幅值降低，并且共振頻率左移；離合器剛度放大，1600 r/min的轟鳴振動幅值變大，共振頻率右移。

圖12 離合器剛度對轟鳴振動的影響規(guī)律Fig.12 The influence of clutch stiffness on booming vibration

對95 Hz模態(tài)進行能量分析，結(jié)果表明其主要影響剛度為傳動軸回轉(zhuǎn)剛度或者驅(qū)動半軸回轉(zhuǎn)剛度。結(jié)合臺架試驗結(jié)果與95 Hz的模態(tài)分析結(jié)果可以得出結(jié)論：發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2700 r/min時的轟鳴問題是由傳動軸模態(tài)造成的。

3.4 改善方案的確立

通過對后驅(qū)車轟鳴性能的基本機理進行分析可知，影響車輛的轟鳴性能的主要影響因素為離合器回轉(zhuǎn)剛度及傳動軸模態(tài),因此，要改善車輛的轟鳴問題，可以從離合器與傳動軸入手。具體方案如下：

(1)減小離合器回轉(zhuǎn)剛度。圖13所示為原始離合器剛度屬性及優(yōu)化后的離合器剛度屬性。對于原始離合器，在全加速工況中，離合器彈簧處于驅(qū)動側(cè)第三段，剛度為12.5 N·m/(°)；在滑行工況中，離合器彈簧處于滑行側(cè)第二段，剛度為6.5 N·m/(°)。

圖13 離合器剛度屬性Fig.13 Clutch stiffness properties

針對發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min時的轟鳴問題，對離合器彈簧進行優(yōu)化。該后驅(qū)車輛在全加速工況的發(fā)動機最大輸出扭矩為140 N·m，滑行工況的發(fā)動機最大輸出扭矩為30 N·m，因此,在保證輸出扭矩的基礎(chǔ)上，將驅(qū)動側(cè)的彈簧剛度縮小為8.3 N·m/(°)(第一段)，滑行側(cè)的彈簧剛度縮小為4.3 N·m/(°)(第一段)。

(2)針對發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2700 r/min時的轟鳴問題，可考慮在傳動軸上增加95 Hz的振動吸收器，具體安裝位置根據(jù)實際效果及加工需要進行調(diào)整。

3.5 整車改善測試結(jié)果

圖14所示為對離合器回轉(zhuǎn)剛度優(yōu)化后的測試結(jié)果，主要觀測點為駕駛室聲壓。由測試結(jié)果可知，對離合器進行優(yōu)化后，1600 r/min對應(yīng)的轟鳴問題得到了有效的改善，共振幅值明顯減小。

圖15所示為在傳動軸上安裝振動吸收器后的測試結(jié)果，由圖可知，2700 r/min左右的共振基本消除，因此可以確定，在傳動軸上安裝振動吸收器能夠解決該后驅(qū)車輛在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2700 r/min時的轟鳴問題。

(a)3擋全加速

(a)3擋滑行

4 結(jié)論

對某款后驅(qū)車輛的傳動系統(tǒng)轟鳴性能進行研究，試驗結(jié)果表明：發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min、2700 r/min時存在明顯的共振現(xiàn)象，并且發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2700 r/min的轟鳴問題與傳動軸模態(tài)有關(guān)。發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1600 r/min時的轟鳴問題是由離合器剛度造成的，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2700 r/min時的轟鳴問題是由傳動軸模態(tài)造成的。

為解決相應(yīng)的轟鳴問題，針對離合器以及傳動軸提出了各自的優(yōu)化方案。一方面是降低離合器彈簧剛度，以解決1600 r/min時的轟鳴問題；另一方面是在傳動軸上增加振動吸收器，以解決2700 r/min時的轟鳴問題。以上兩種方案均在實車上進行了驗證，結(jié)果表明本優(yōu)化方案可以有效地解決該后驅(qū)車輛的轟鳴性能問題，縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期，降低了研發(fā)成本。