強(qiáng)登科，馬虎森

(陜西法士特汽車傳動(dòng)工程研究院,陜西西安 710119)

0 引言

變速器總成匹配各主機(jī)廠不同車型，表現(xiàn)出來的加減油門“clunk”、扭振、敲擊等NVH問題越來越突出，當(dāng)出現(xiàn)怠速異響敲擊時(shí)，整車表現(xiàn)為:結(jié)合離合器后，變速器產(chǎn)生敲擊噪聲;斷開離合器異響消失。變速器怠速敲擊異響極大地降低了車的聲品質(zhì)，經(jīng)常引起客戶抱怨。由于4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特性，動(dòng)力系統(tǒng)始終會(huì)存在扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和輸出轉(zhuǎn)速波動(dòng)的問題，這也是怠速異響敲擊的根源。而解決怠速敲擊異響問題需要結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速器，從匹配的扭振問題上進(jìn)行解決。文中主要介紹一種利用傳動(dòng)軸偏移及不平衡量模擬提供四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的二階轉(zhuǎn)速波動(dòng)的測(cè)試系統(tǒng)，該測(cè)試系統(tǒng)利用傳動(dòng)軸夾角和不平衡量進(jìn)行模擬，可任意調(diào)整角度，從而調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速波動(dòng)大??；同時(shí)還可利用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行轉(zhuǎn)速、振動(dòng)和噪聲數(shù)據(jù)的采集及分析，研究怠速敲擊異響發(fā)生的機(jī)制和驗(yàn)證解決措施。其次基于AMESim建立模擬系統(tǒng)和某6擋手動(dòng)變速器的仿真模型，通過模擬分析與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)對(duì)比，校核仿真模型，為后續(xù)深入分析奠定基礎(chǔ)，同時(shí)也為整車NVH性能提升提供了很大幫助。

1 模擬原理

通過萬向節(jié)引入的扭轉(zhuǎn)效應(yīng)如圖1所示。

圖1 通過萬向節(jié)引入的扭轉(zhuǎn)效應(yīng)

萬向軸以夾角α旋轉(zhuǎn)時(shí)，萬向節(jié)就引入了一個(gè)二階的扭振激勵(lì)[1]，如圖1(a)所示。如果兩個(gè)萬向節(jié)的安裝角度相同，并且在同一個(gè)平面中旋轉(zhuǎn)，則不平衡量抵消，從而不輸出扭振，如圖1(b)所示；而如果兩個(gè)萬向節(jié)互為90°安裝，則二階激勵(lì)會(huì)被放大[2],如圖1(c)所示。

對(duì)于單萬向節(jié)傳動(dòng)，主動(dòng)叉軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角分別用ω1、φ1表示，被動(dòng)叉軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角分別用ω2、φ2表示。由汽車?yán)碚摽芍?，存在如下關(guān)系：

(1)

若夾角α不變，將式(1)兩邊對(duì)時(shí)間求導(dǎo)數(shù)，整理后可得：

(2)

傳動(dòng)軸兩種安裝方式如圖2所示。

圖2 傳動(dòng)軸兩種安裝方式

以輸入怠速750 r/min為例，在不同傳動(dòng)軸夾角α?xí)r，變速器一軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)范圍理論計(jì)算見表1。

表1 不同偏移角度轉(zhuǎn)速波動(dòng)理論計(jì)算結(jié)果

2 模型系統(tǒng)搭建及測(cè)試

利用上述原理，搭建模擬轉(zhuǎn)速波動(dòng)的系統(tǒng)，模擬系統(tǒng)主要包含電機(jī)輸入系統(tǒng)、轉(zhuǎn)速波動(dòng)實(shí)現(xiàn)部分、平移機(jī)構(gòu)和變速器安裝部分。模擬系統(tǒng)裝置如圖3所示。測(cè)試時(shí)，安裝某6擋手動(dòng)變速器，電機(jī)輸出穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為750 r/min，傳動(dòng)軸兩個(gè)萬向節(jié)偏轉(zhuǎn)90°且傳動(dòng)軸與電機(jī)軸線有夾角(夾角依靠平移機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)變速器安裝支架的位移來實(shí)現(xiàn))。

圖3 模擬發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)系統(tǒng)裝置

通過測(cè)試，當(dāng)電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速為750 r/min、傳動(dòng)軸偏角約為5°時(shí)，一軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)有效值為6.1 r/min；偏角約為7°時(shí)，一軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)有效值為13.2 r/min；偏角約為9°時(shí)，一軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)有效值為22.5 r/min;偏角約為11°時(shí)，一軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)有效值為30.4 r/min，如圖4所示。

各偏移角度的轉(zhuǎn)速波動(dòng)頻率也與計(jì)算值相同，且隨著轉(zhuǎn)速波動(dòng)增大，殼體上也出現(xiàn)同轉(zhuǎn)速波動(dòng)頻率一致的振動(dòng)，振動(dòng)值也隨傳動(dòng)軸偏移角度的增加而逐漸增大。實(shí)測(cè)值與理論計(jì)算值也幾乎一致，證明模擬發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的功能正常，對(duì)比結(jié)果見表2。

圖4 各偏角一軸轉(zhuǎn)速與振動(dòng)測(cè)試數(shù)據(jù)(750 r/min)

表2 模擬系統(tǒng)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算對(duì)比

3 整車轉(zhuǎn)速波動(dòng)數(shù)據(jù)與模擬系統(tǒng)數(shù)據(jù)對(duì)比

整車測(cè)試傳感器布置如圖5所示。

圖5 整車測(cè)試傳感器布置

為了更好地模擬發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)，解決怠速波動(dòng)產(chǎn)生的異響敲擊問題，將臺(tái)架模擬的轉(zhuǎn)速波動(dòng)與整車怠速時(shí)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)值進(jìn)行對(duì)比，整車測(cè)試選擇配裝與臺(tái)架模擬系統(tǒng)相同型號(hào)的6擋手動(dòng)變速器整車，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)，分別選取油溫19 ℃時(shí)的實(shí)車數(shù)據(jù)與臺(tái)架偏轉(zhuǎn)7°的結(jié)果、油溫28 ℃時(shí)的實(shí)車數(shù)據(jù)與臺(tái)架偏轉(zhuǎn)5°的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比曲線如圖6和圖7所示。從對(duì)比數(shù)據(jù)可以看出，模擬系統(tǒng)很好地模擬了實(shí)車轉(zhuǎn)速波動(dòng)，時(shí)域轉(zhuǎn)速波動(dòng)信號(hào)幅度幾乎一致，波動(dòng)頻率及貢獻(xiàn)較大的頻率段模擬也都一致。

為驗(yàn)證離合器對(duì)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的抑制作用，在模擬系統(tǒng)上安裝離合器，測(cè)試的轉(zhuǎn)速波動(dòng)及有無離合器對(duì)比如圖8所示。從測(cè)試數(shù)據(jù)可以看出，離合器較好地抑制了怠速轉(zhuǎn)速波動(dòng)。從側(cè)面說明此模擬系統(tǒng)可從整車離合器匹配方面快速驗(yàn)證降低轉(zhuǎn)速波動(dòng)的措施及積攢離合器與變速器匹配在降低轉(zhuǎn)速波動(dòng)方面的經(jīng)驗(yàn)。

圖6 整車數(shù)據(jù)與臺(tái)架數(shù)據(jù)時(shí)域和頻域信號(hào)對(duì)比結(jié)果(油溫19 ℃;臺(tái)架偏轉(zhuǎn)7°)

圖7 整車數(shù)據(jù)與臺(tái)架數(shù)據(jù)時(shí)域和頻域信號(hào)對(duì)比結(jié)果(油溫28 ℃;臺(tái)架偏轉(zhuǎn)5°)

圖8 偏移7°時(shí)變速一軸有離合器和無離合器轉(zhuǎn)速波動(dòng)對(duì)比

4 仿真模型建立與對(duì)比

為進(jìn)一步驗(yàn)證模擬系統(tǒng)，利用仿真模型進(jìn)行深入對(duì)比研究，基于AMESim建立某6擋變速器怠速敲擊仿真模型，仿真建模采用集中質(zhì)量模型，根據(jù)變速器總成圖紙進(jìn)行合理簡(jiǎn)化和等效，模型如圖9所示。通過一軸轉(zhuǎn)速的仿真及試驗(yàn)對(duì)標(biāo)，進(jìn)一步研究各參數(shù)對(duì)怠速敲擊的影響。仿真數(shù)據(jù)與模擬系統(tǒng)測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)比如圖10和圖11所示。通過對(duì)比可以看出，仿真模型與模擬系統(tǒng)彼此驗(yàn)證較好，證明基于二階轉(zhuǎn)速波動(dòng)的模擬系統(tǒng)可以利用仿真模型和模擬系統(tǒng)進(jìn)行機(jī)制研究和怠速波動(dòng)驗(yàn)證，后續(xù)還可進(jìn)行基于轉(zhuǎn)速波動(dòng)的嚙合敲擊力的仿真，從而找到在怠速轉(zhuǎn)速波動(dòng)下貢獻(xiàn)最大的空套齒輪副等應(yīng)用研究。

圖9 仿真模型

圖10 仿真與測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)比(輸入轉(zhuǎn)速600 r/min)

圖11 仿真與測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)比(輸入轉(zhuǎn)速900 r/min)

5 結(jié)論

文中介紹了一種模擬發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的測(cè)試系統(tǒng)，該系統(tǒng)可完全模擬四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，而且該模擬系統(tǒng)的測(cè)試信號(hào)與實(shí)車采集的轉(zhuǎn)速波動(dòng)信號(hào)幾乎一致，模擬的振動(dòng)頻率也與實(shí)車匹配。另外還建立模擬系統(tǒng)和某6擋手動(dòng)變速器的仿真模型，將測(cè)試數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)標(biāo)，證明模擬系統(tǒng)和仿真模型的可靠。后續(xù)結(jié)合模擬系統(tǒng)和仿真模型可深入研究轉(zhuǎn)速波動(dòng)的機(jī)制和驗(yàn)證解決轉(zhuǎn)速波動(dòng)異響的措施，從而解決怠速異響敲擊問題，減少客戶抱怨和索賠情況的發(fā)生。