后驅車動力傳動系扭振分析

鄧 磊，段龍楊，劉 波

（1.江鈴汽車股份有限公司,南昌 330052；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室,南昌 330052；）

隨著生活水平的提高，顧客近年來在選擇車輛時越來越重視NVH，據(jù)統(tǒng)計20%的售后問題與NVH有關。

扭轉振動（簡稱扭振）是車輛振動的一種主要形式，是影響車輛NVH性能的一個重要原因。后驅車型傳動系較長，易產生傳動系統(tǒng)扭轉振動問題，扭振將使車身產生振動和噪聲，從而影響乘坐的舒適性。當發(fā)生共振時，扭振的振幅和由此而引起的零件應力急劇增大，有時可能達到非共振時工作應力的好幾倍，將導致曲軸、傳動箱發(fā)生扭轉性疲勞斷裂,傳動部件發(fā)生撞擊、點蝕或斷齒，連接部件損壞，產生強烈的噪聲，并最終導致車輛動力傳遞的中斷。因此解決傳動系扭振問題是提高汽車NVH性能、汽車舒適性和耐久性的重要手段[1–3]。

對動力傳動系統(tǒng)扭振的分析研究可為系統(tǒng)內部零部件強度設計提供依據(jù)，可通過對扭振模型中剛度、阻尼、激勵等參數(shù)的研究，采取有效的減振、隔振、避振等手段，提高車輛動力傳動系統(tǒng)的性能和壽命，從而提高車輛的動力性和乘坐舒適性。

計算機仿真是預測、優(yōu)化動力傳動系振動問題非常有效的方法。開展汽車動力傳動系扭振仿真研究，不僅可以在樣車前期了解傳動系統(tǒng)的扭振特性，避免樣車開發(fā)過程的反復修改，節(jié)約成本，縮短開發(fā)周期，還可以在后期對傳動系扭振引起的問題進行整改。

1 理論

1.1 基本公式

傳動系統(tǒng)多自由度受迫振動的微分方程為

令[C]=0和{M}=0，即

對應的特征方程為

其中ω為系統(tǒng)對應的圓頻率。ω=2πf，則傳動系扭轉頻率為

其中：

{θ}——角位移幅值列矢量；

[K]——扭剛度矩陣；

[J]——轉動慣量矩陣；

[C]——黏性阻尼矩陣；

{M}——激振力矩。

圖1 軸串聯(lián)總剛度

1.2 系統(tǒng)剛度等效

軸系剛度串聯(lián)等效

軸系剛度并聯(lián)等效

而Δφ1=Δφ2… =Δφn

故M=Δφ（K1+K2+…Kn）

圖2 軸并聯(lián)總剛度

1.3 系統(tǒng)慣量等效

根據(jù)轉換前后能量守恒的原則，把從動軸上的轉動慣量轉換到主動軸上，若ω、ω′分別為主從動軸的轉速，則傳動比可表示為

假設從動軸的轉動慣量為i，當量化后的轉動慣量為I，則

當量化后，將其與主動軸轉動慣量合并，得到

2 案例分析

本文對某后輪驅動皮卡搭載2.4 L渦輪增壓柴油發(fā)動機及5檔手動變速箱進行扭振頻率研究。

根據(jù)上述理論及簡化方法，采用集中質量模型對該系統(tǒng)進行簡化，并根據(jù)簡化前后系統(tǒng)能量守恒原則，建立動力傳動系統(tǒng)當量化等效模型，將各子系統(tǒng)等效為集中慣量單元、彈簧單元、阻尼單元[4]。汽車動力傳動系力學模型簡化后如圖3所示。

圖3 動力傳動系簡化力學模型

I和K所代表的參數(shù)如表1。系統(tǒng)自然頻率的個數(shù)由模型的自由度決定，即簡化后子系統(tǒng)的數(shù)量。

2.1 關鍵參數(shù)確定

后驅汽車動力傳動系是一個非常復雜的系統(tǒng)，包括發(fā)動機、飛輪、離合器、變速箱、傳動軸、后橋、主減速器、半軸、輪胎等子系統(tǒng)，包括定軸轉動、往復運動和平面運動[5]。

實際計算扭振模態(tài)時，根據(jù)上述簡化方法，對發(fā)動機曲軸、飛輪、離合器、變速箱、傳動軸、后橋、半軸及車輪加車身進行等效。

該后輪驅動皮卡車型等效后的參數(shù)如表1所示。

2.2 傳動系扭振模型建立

根據(jù)確定的參數(shù)建立傳動系扭振模型，建立的傳動系扭振模型如圖4所示。

3 動力傳動系扭振模態(tài)計算

根據(jù)上述參數(shù)建立的1維傳動系扭振模型求解特征值，由于變速箱在不同檔位時，變速箱內部軸系轉動慣量會發(fā)生相應的變化，導致傳動系統(tǒng)慣量分布發(fā)生變化，故針對不同檔位分別計算特征值，最后計算得到隨檔位變化的系統(tǒng)扭轉模態(tài)如表3所示。

表1 動力傳動系扭振關鍵參數(shù)表

表2 變速箱各檔位下參數(shù)表

圖4 動力傳動系扭振仿真模型

表3 某皮卡傳動系扭振模態(tài)頻率

從分析結果可以看出，隨著檔位的變化，從1檔到5檔，系統(tǒng)前3階模態(tài)頻率在下降，這是由于檔位不同導致變速箱內部齒輪的慣量發(fā)生變化所致。

觀察模態(tài)振型圖可以發(fā)現(xiàn)：

（1）第1階扭振模態(tài)為整車前后振動模態(tài)，振幅以發(fā)動機側為最大；且隨著檔位的升高，頻率升高，此階模態(tài)容易被車輛踩油門或松油門時發(fā)動機的扭矩波動所激發(fā)，引起整車的前后振動[4]；

（2）第2階扭振模態(tài)為變速箱、后橋扭振模態(tài)，雖然避開發(fā)動機的2階激勵頻率，但如與其它頻率耦合，容易引起車輛前后竄動，需要關注，并避開發(fā)動機的1階激勵源以及路徑上的一些低頻模態(tài)，如車身剛體模態(tài)。

（3）第3階扭振模態(tài)為整車動力傳動系扭轉振動模態(tài)，振幅以變速箱側為最大，并伴有后橋的振動；該階扭振頻率在發(fā)動機2階激勵范圍內，容易導致傳動系扭振引起的車內轟鳴問題，這階頻率尤其需要重點關注，一般在早期傳動系匹配設計的時候，需考慮避開傳遞路徑上其它模態(tài)，如后橋模態(tài)、車身面板模態(tài)，以避免傳動系扭振與其它頻率耦合帶來的轟鳴的風險。

4 仿真計算模型和算法的試驗驗證

為驗證本文模型和算法的正確性，從而可以利用本模型和算法進行后續(xù)傳動系響應分析及靈敏度研究，在發(fā)動機曲軸前端、發(fā)動機飛輪、變速箱輸入軸、傳動軸前端、后橋輸入軸用磁電式轉速傳感器測量該車型2、3、4、5檔全油門加速時2階扭振加速度峰值的頻率，并與仿真結果對比。

圖5 動力傳動系扭振測試測點分布

測試結果表明：除1檔未測出結果外，其余各檔位2階扭振加速度都有一個共振峰值，對應傳動系第3階扭振模態(tài)，并與仿真計算的各檔扭振頻率誤差很小，在5%以內，且各檔位下的扭振頻率呈下降趨勢，仿真結果與測試一致。說明本文所采用的計算方法與仿真模型與試驗結果基本相符，可以利用本模型和算法進行傳動系扭振相關研究。

表4 第3階扭振頻率計算結果與試驗結果對比

5 傳動系扭轉模態(tài)靈敏度分析

動力傳動系第3階扭振模態(tài)在發(fā)動機2階激勵頻率范圍內，如果傳遞路徑上有其它模態(tài)耦合，很容易被激發(fā)后放大，導致車內的轟鳴。因此有必要對該階扭振頻率進行靈敏度分析，找到影響因子，結合前期開發(fā)時的目標要求，使該階模態(tài)分布在合理范圍內。

5.1 離合器剛度對第3階扭轉模態(tài)的靈敏度分析

由表5可知隨著離合器扭轉剛度的增加，動力傳動系扭轉模態(tài)頻率也在上升。

表5 離合器剛度對第3階扭振模態(tài)的影響

5.2 傳動軸參數(shù)對第3階扭轉模態(tài)的靈敏度分析

由表6可知，傳動軸扭轉剛度上升，傳動系扭轉模態(tài)頻率也上升，但上升的頻率值較小，說明傳動軸的扭轉剛度對扭轉模態(tài)的靈敏度較低。

表6 傳動軸剛度對第3階扭振模態(tài)的影響

由表7可知，隨著傳動軸的轉動慣量上升，傳動系第3階扭振頻率逐漸下降，但下降的幅度很小，說明傳動軸的轉動慣量對傳動系第3階扭振模態(tài)靈敏度較低。

5.3 半軸對第3階扭轉模態(tài)的靈敏度分析

對半軸扭轉剛度參數(shù)進行調整，僅修改半軸的剛度，其它參數(shù)不變，由表8可知，隨著半軸剛度的變化，第3階傳動系扭振頻率也在變化，且變化的頻率值接近2 Hz，說明半軸剛度對傳動系第3階扭轉頻率影響較大。在設計時可考慮通過調整半軸剛度使該階扭轉頻率處在目標范圍內。

6 結語

本文探索后驅車動力傳動系扭振的理論和等效簡化方法，建立某后驅皮卡車動力傳動系的扭振模型，通過仿真計算該車型動力傳動系的扭振模態(tài)，并與試驗結果對比，證明了仿真模型及算法的正確性。在此基礎上，分析了傳動系各部件對傳動系扭振模態(tài)的靈敏度，得出以下結論：

(1)后驅車傳動系扭振1階頻率與2階扭振頻率較低，避開發(fā)動機2階激勵頻率，但需注意與其它低頻錯開，以免在車輛加減速時產生前后竄動；

(2)傳動系第3階扭振頻率在發(fā)動機激勵范圍內，需注意勿與路徑上其它頻率耦合以避免造成車內轟鳴；

(3)傳動軸剛度和慣量對傳動系第3階扭振頻率影響較小；

(4)離合器剛度和半軸剛度對傳動系第3階扭振頻率影響較大，前期可考慮通過調整離合器剛度參數(shù)以達到避頻目的。

表7 傳動軸轉動慣量對第3階扭振模態(tài)的影響

表8 半軸剛度對第3階扭振模態(tài)的影響

運用此分析方法可在產品設計前期就對傳動系扭轉振動進行仿真預測，此方法有較高的置信度，可在前期準確預測風險，降低產品設計與驗證的成本，且為同類問題的解決提供參考。