崔寧，楊月，張帆，閆碩，張劍平

（071000 河北省 保定市 長城汽車股份有限公司技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

0 引言

隨著汽車在我國普及，人們對汽車性能的要求越來越全面，除了常規(guī)的汽車動力性、經(jīng)濟性、可靠性之外，對NVH 性能的要求也越來越高。因為NVH 性能更加直觀，客戶可以時刻感知，所以在售后服務(wù)上NVH 類質(zhì)量問題占比很大。在NVH問題中，有一類低頻抖動易被感知，容易引起顧客抱怨，這主要是因為人體對低頻振動最為敏感[1]，因此低頻振動問題必須要解決。

起步工況泛指車速0～20 km/h 的工況。在起步過程中，有動力和傳動系統(tǒng)的結(jié)合、發(fā)動機扭矩的快速上升、動力總成及傳動系統(tǒng)的剛體位移，情況較復雜；在起步工況，發(fā)動機和傳動軸的轉(zhuǎn)速較低，容易產(chǎn)生低頻抖動問題。文獻[2-3]研究發(fā)現(xiàn)，汽車在起步的過程中，隨著離合器的逐步接合產(chǎn)生車身前后方向的低頻抖動問題，主要是離合器的特性對車輛縱向抖動的影響；文獻[4]主要研究了自動變速器中鎖止離合器接近閉鎖時因摩擦引起的顫振現(xiàn)象；文獻[5-7]研究了傳動軸布置角度對起步抖動的影響。

本文結(jié)合前人研究成果及起步抖動理論，探討了起步抖動的發(fā)生機理，通過試驗驗證了傳動軸形式以及變速器懸置剛度對起步抖動的影響。

1 問題描述

某前置后驅(qū)車輛信息如表1 所示。

表1 車輛信息Tab.1 Vehicle information

該車型在1 擋3/4 油門起步時，主觀感受車輛發(fā)生2 個振動：（1）發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 100 r/min 左右時，車輛左右抖動；（2）發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 000 r/min 時，車輛上下抖動。從主駕座椅導軌振動Colormap 圖中可以確定：左右抖動問題的頻率為7.9 Hz，上下抖動問題的頻率為15～18 Hz，如圖1、圖2 所示。

圖1 座椅導軌Y 向振動Colormap 圖Fig.1 Colormap of Y-direction vibration of seat guide rail

圖2 座椅導軌Z 向振動Colormap 圖Fig.2 Colormap of Z-direction vibration of seat guide rail

2 原因分析

2.1 理論分析

十字軸萬向節(jié)的主動叉對十字軸的作用力偶矩，除主動軸驅(qū)動轉(zhuǎn)矩TI之外，還有作用在主動叉平面的彎曲力偶矩CI。從動叉對十字軸也有從動軸反轉(zhuǎn)矩TO，和作用在從動叉平面的彎曲力偶矩CO，在這4 個力矩作用下，十字軸萬向節(jié)平衡。各力矩間關(guān)系為[6-7]

式中：θ——萬向節(jié)主動軸和從動軸夾角；φI——主動叉轉(zhuǎn)角。

一般情況下萬向節(jié)θ角很小，所以tanθ≈sinθ≈θ。彎曲力偶距矢量的定點軌跡如圖3 所示，呈圓形。

圖3 彎曲力偶向量的分解Fig.3 Decomposition of bending force couple vector

各彎曲力偶矩分為方向大小一定的成分和大小一定、方向以傳動軸轉(zhuǎn)速的2 倍的速度改變的成分，即所謂的2 階力偶。

由以式（1）、式（2）及圖3 可知，二階力偶公式為

式中：φ——主動軸的轉(zhuǎn)角，主動軸的叉面與主動軸和從動軸所成面垂直時，φ=0°；C——主動軸的叉面內(nèi)產(chǎn)生的2 階力偶；C'——從動軸的叉面內(nèi)產(chǎn)生的2 階力偶。

該力偶會引起傳動軸的彎曲，并在傳動軸支撐處產(chǎn)生2 階支反力。

本文所述車型的傳動軸采用兩段軸布置形式，中間支撐位于中間萬向節(jié)之前。如圖4 所示。

圖4 兩段軸受力示意圖Fig.4 Schematic diagram of force on two-section shaft

由式（3）、式（4）可知，第1 萬向節(jié)的2 階力偶為

第2 萬向節(jié)的2 階力偶為

第3 萬向節(jié)的2 階力偶為

式中：α1——第1、第2 萬向節(jié)的相位角差值；α2——第2、第3 萬向節(jié)的相位角差值。

相位相等時為0°，垂直時為90°

本文中α1，α2為90°，則：

根據(jù)圖4列出力矩平衡方程，如式（16）—式（17）：

以傳動軸第2 段為研究對象，對第2 萬向節(jié)點處取矩，可得：

以傳動軸第1 段為研究對象，對第2 萬向節(jié)點處取矩，可得：

對中間支撐點處取矩，可得：

求解式（16）—式（17），得支撐處2 階力為：

圖5 為一段軸布置結(jié)構(gòu)簡圖及受力示意圖。

圖5 一段軸受力示意圖Fig.5 Schematic diagram of force on one-section shaft

假設(shè)萬向節(jié)相位角α=90°，考慮θ1，θ2方向相反，則一段軸支撐處的2 階力為

2.2 左右抖動問題真因排查

由圖1 和圖2 知，問題發(fā)生頻率小于20 Hz。在該頻段內(nèi)有動力總成剛體模態(tài)、傳動軸剛體模態(tài)、整車模態(tài)，因此在動力總成和傳動系上布置三向振動傳感器，測試是否有振動和座椅導軌振動在時間和頻率上吻合。

由圖6 可知分動器Y向振動與座椅導軌振動吻合。

圖6 分動器Y 向振動Colormap 圖Fig.6 Colormap of Y-direction vibration of transfer case

通過動力總成剛體模態(tài)測試，發(fā)現(xiàn)Y向剛體模態(tài)頻率為7.8 Hz，與問題頻率基本吻合，如表2和圖7 所示。

表2 動力總成剛體模態(tài)振型及頻率Tab.2 Powertrain rigid body mode shapes and frequencies

圖7 動力總成Y 向剛體模態(tài)Fig.7 Y-direction rigid body mode of powertrain

為分析抖動原因，在測試振動的同時利用CAN通道讀取變速器輸入軸轉(zhuǎn)速。圖8 中直線為變速器輸入軸轉(zhuǎn)速，曲線為座椅導軌振動。由圖8 可知，振動峰值對應變速器輸入軸轉(zhuǎn)速為1 119 r/min。變速器1 擋速比為4.71，分動器和傳動軸速比為1。由式（23）可計算出傳動軸1 階轉(zhuǎn)頻為3.96 Hz，則傳動軸2 階頻率為7.9 Hz。

圖8 變速器輸入轉(zhuǎn)速和座椅導軌振動Fig.8 Transmission input speed and seat guide vibration

式中：fpropeller——傳動軸轉(zhuǎn)頻；ntransIn——變速器輸入軸轉(zhuǎn)速；itrans——變速器速比；idivide——分動器速比。

以上分析可以確定左右抖動問題的真正原因是傳動軸2 階力與動力總成剛體Y向剛體模態(tài)共振。

2.3 上下抖動問題原因排查

圖9—圖11 和圖2 對比可知，在15～18 Hz 頻段，分動器Z向振動無明顯峰值；變速器懸置梁Z向和中間支撐Z向有明顯振動峰值，且頻率與問題頻率吻合。從圖中可見明顯的傳動軸2 階階次。

圖9 分動器Z 向振動Colormap 圖Fig.9 Colormap of Z-direction vibration of transfer case

圖10 變速器懸置梁Z 向振動Colormap 圖Fig.10 Colormap of Z-direction vibration of transmission mount beam

圖11 傳動軸中間支撐Z 向振動Colormap 圖Fig.11 Z-direction vibration Colormap of middle support of transmission shaft

由圖12、圖13 和表2 可知，上下抖動頻率與整車1 階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率（17.88 Hz）接近，與動力總成剛體模態(tài)和傳動軸剛體模態(tài)無對應關(guān)系。

圖12 傳動軸剛體模態(tài)Fig.12 Rigid body mode of transmission shaft

圖13 整車1 階扭轉(zhuǎn)模態(tài)Fig.13 First-order torsional mode of the vehicle

以上分析可知上下抖動的真正原因是傳動軸2階力與整車1 階扭轉(zhuǎn)模態(tài)共振。

3 方案及驗證

3.1 使用一段式后軸

一段式后傳動軸連接分動器和后主減速器，與兩段式后軸相比，無中間支撐。

將本車兩段軸和一段軸的傳動軸夾角，代入傳動軸2 階力公式（式（19）—式（22）），可得兩者2 階力的差異，如表3 所示。一段軸2 階力F比兩段軸2 階力F1小78.1%。

表3 傳動軸2 階激勵力對比Tab.3 Comparison of second-order excitation force of transmission shaft

圖14—圖17 是使用一段軸后，座椅導軌和分動器振動Colormap 圖，與原狀態(tài)的對比結(jié)果如下：

圖14 與圖1 對比、圖15 與圖2 對比顯示，使用一段軸后，座椅導軌Y向振動峰值為0.02 m/s2，Z向振動峰值為0.08 m/s2，遠遠小于兩段軸的振動峰值0.23 m/s2和0.20 m/s2。

圖14 主駕座椅導軌Y 向振動Colormap 圖Fig.14 Y-direction vibration Colormap of driver seat guide rail

圖15 主駕座椅導軌Z 向振動Colormap 圖Fig.15 Z-direction vibration Colormap of driver seat guide rail

圖16 與圖6 對比、圖17 與圖9 對比顯示，使用一段軸后，分動器Y向振動峰值為0.36 m/s2，Z向振動峰值為0.29 m/s2，遠小于兩段軸時分動器振動峰值3.68 m/s2和3.10 m/s2。主觀感受起步抖動現(xiàn)象消失。

圖16 分動器Y 向振動Colormap 圖Fig.16 Y-direction vibration Colormap of transfer case

圖17 分動器Z 向振動Colormap 圖Fig.17 Z-direction vibration Colormap of transfer case

3.2 提高變速器懸置剛度

左右抖動原因是傳動軸的2 階力激勵動力總成剛體模態(tài)，引起動力總成較大位移。在2 階力不變的情況下，提高變速器懸置剛度，理論上可以減小其位移，降低抖動幅值。

原變速器懸置為圓柱型懸置，Y向剛度較低。V 型懸置可以將主簧剛度按照布置角度分解到Y(jié)向，使Y向具有較高的剛度。

圖18—圖22 為使用V 型懸置時座椅導軌、分動器和中間支撐振動Colormap 圖，與原狀態(tài)對比結(jié)果如下：

圖18 主駕座椅導軌Y 向Colormap 圖Fig.18 Y-direction vibration Colormap of driver seat guide rail

（1）圖18 與圖1 對比、圖19 與圖2 對比顯示，使用V 型懸置后，座椅導軌Y向振動峰值為0.15 m/s2，Z向為0.17 m/s2，小于原狀態(tài)座椅導軌振動0.23 m/s2和0.20 m/s2。

圖19 主駕座椅導軌Z 向Colormap 圖Fig.19 Z-direction vibration Colormap of driver seat guide rail

（2）圖20 與圖6 對比、圖21 與圖9 對比顯示，使用V 型懸置后，分動器Y向振動峰值為1.06 m/s2，Z向振動峰值為1.58 m/s2，小于原狀態(tài)的3.68 m/s2和3.10 m/s2。

圖20 分動器Y 向振動Colormap 圖Fig.20 Y-direction vibration Colormap of transfer case

圖21 分動器Z 向振動Colormap 圖Fig.21 Z-direction vibration Colormap of transfer case

圖22 傳動軸中間支撐Z 向振動Colormap 圖Fig.22 Z-direction vibration Colormap of middle support of transmission shaft

（3）圖22 和圖11 對比顯示，使用V 型懸置時中間支撐Z向振動峰值為1.04 m/s2，小于原狀態(tài)的中間支撐Z向振動峰值1.12 m/s2。

以上對比表明：提高變速器懸置Y向剛度對起步工況Y向振動改善明顯，對Z向振動有改善較小。主觀感受整車抖動比原狀態(tài)明顯降低，但仍可感知。

4 結(jié)論

（1）使用十字軸萬向節(jié)的兩段軸會在傳動軸支撐處產(chǎn)生較大的2 階力。此2 階力與動力總成Y向剛體模態(tài)共振，使得動力總成產(chǎn)生較大的位移，引起了整車左右方向抖動。同時，此2 階力與整車1 階扭轉(zhuǎn)模態(tài)共振，引起了整車上下方向抖動；

（2）一段軸產(chǎn)生的2 階力小于兩段軸，且一段軸沒有中間支撐，較兩段軸少一個振動傳遞路徑，因此一段軸可完全解決起步抖動問題。因此對于軸距較長的車型，必須使用兩段軸或三段軸。這就需要在設(shè)計傳動軸時合理布置各軸夾角，以降低傳動軸2 階力；同時需使變速器懸置具有較高剛度，以降低動力總成位移，從而改善起步抖動狀況。