后驅(qū)車(chē)型傳動(dòng)系統(tǒng)高階彎曲模態(tài)試驗(yàn)方法及優(yōu)化研究

(上海汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司商用車(chē)技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)作為傳遞動(dòng)力的系統(tǒng)，激振力構(gòu)成較為復(fù)雜，承受來(lái)自動(dòng)力系統(tǒng)的周期性激勵(lì)、路面激勵(lì)和各子系統(tǒng)零件特有的激勵(lì)。同時(shí)，隨著道路情況的改善，車(chē)速越來(lái)越高，該趨勢(shì)導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)頻率升高。除此以外，在柴油機(jī)上無(wú)法消除發(fā)動(dòng)機(jī)半階次及其倍頻激勵(lì)，也使得在該類(lèi)型車(chē)上的傳動(dòng)系統(tǒng)承受著更高頻率的激振力。而對(duì)于后驅(qū)車(chē)型，由于傳動(dòng)鏈較長(zhǎng)，整體各階彎曲模態(tài)偏低。因此在這種復(fù)雜化和高頻化的激振力環(huán)境下，偏低的后驅(qū)車(chē)型的傳動(dòng)系統(tǒng)高階彎曲模態(tài)更容易被激勵(lì)產(chǎn)生共振，從而出現(xiàn)車(chē)內(nèi)振動(dòng)和噪聲問(wèn)題。因此，對(duì)于后驅(qū)車(chē)型傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)和優(yōu)化方法進(jìn)行研究具有現(xiàn)實(shí)的工程意義。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)方面的研究已成果頗豐。分別對(duì)系統(tǒng)的約束方式和狀態(tài)[1]、激振力大小[2-3]、傳動(dòng)系統(tǒng)間隙[4]、中間支撐剛度[5]、軸系所承受的扭矩[6]等因素對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)的影響進(jìn)行了深入研究。從目前研究?jī)?nèi)容來(lái)看，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)低階彎曲模態(tài)研究較多，頻率主要集中在200 Hz以?xún)?nèi)，對(duì)高階彎曲模態(tài)及其影響因素的研究還不夠。

本文首先對(duì)影響傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果的因素進(jìn)行分析，然后根據(jù)模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果和實(shí)車(chē)驗(yàn)證試驗(yàn)鎖定車(chē)內(nèi)噪聲的產(chǎn)生原因，最后利用仿真方法對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而解決該車(chē)的車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題。

1 整車(chē)問(wèn)題簡(jiǎn)介

研究對(duì)象為1輛前置后驅(qū)車(chē)型，傳動(dòng)系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、三段式傳動(dòng)軸和后橋組成。圖1為3檔全油門(mén)加速工況車(chē)內(nèi)噪聲時(shí)頻分析色譜圖。從圖1中可以看出，在頻率240.0 Hz處存在明顯共振帶，且有多個(gè)階次在不同轉(zhuǎn)速激起了該模態(tài)共振。圖2為3檔全油門(mén)加速工況車(chē)內(nèi)噪聲總聲壓級(jí)和階次曲線(xiàn)。從圖2中可以看出，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速大于1 800 r/min時(shí)，該共振帶成為車(chē)內(nèi)噪聲的主要來(lái)源，發(fā)動(dòng)機(jī)0.5倍數(shù)階激勵(lì)激起該模態(tài)共振產(chǎn)生多個(gè)轟鳴噪聲，且幅值高達(dá)81 dB(A)。該車(chē)在1～6檔和空檔均不同程度的存在該模態(tài)共振引起的問(wèn)題。

圖1 車(chē)內(nèi)噪聲色譜圖

圖2 車(chē)內(nèi)噪聲總聲壓級(jí)和階次曲線(xiàn)

2 傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)及影響因素分析

2.1 測(cè)點(diǎn)布置和激勵(lì)位置

測(cè)試車(chē)型為某后驅(qū)車(chē)型，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)包括發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、三段式傳動(dòng)軸和后橋。由于與該車(chē)在頻率240.0 Hz共振問(wèn)題特征相吻合的底盤(pán)測(cè)點(diǎn)為后橋輸入點(diǎn)殼體，因此本模態(tài)試驗(yàn)包含的零部件為三段式傳動(dòng)軸和后橋。三段傳動(dòng)軸各均勻分布3個(gè)測(cè)點(diǎn)。后橋左右軸管部分各均勻分布3個(gè)測(cè)點(diǎn)，測(cè)點(diǎn)布置在均勻分布的同時(shí)，還應(yīng)考慮在后橋懸架連接點(diǎn)等后橋約束邊界位置盡可能布置測(cè)點(diǎn)。后橋橋包部分布置3個(gè)測(cè)點(diǎn)，分別位于后橋輸入點(diǎn)殼體、橋包后蓋上和橋包后蓋下各1個(gè)，形成1個(gè)能夠更好表達(dá)點(diǎn)頭模態(tài)的三角形。除此以外，在變速箱殼體布置1個(gè)點(diǎn)，用于輔助判斷完整模態(tài)振型是否包含未測(cè)試的動(dòng)力總成。后橋模態(tài)測(cè)試模型如圖3所示。

圖3 后傳動(dòng)軸花鍵和后橋測(cè)點(diǎn)

模態(tài)激振器主要布置于后橋輸入殼體和變速箱輸出殼體位置。其中，后橋輸入殼體處激振器需在X、Y和Z三個(gè)方向均有分力，以保證能激起后橋X向和Z向彎曲及點(diǎn)頭等模態(tài)。變速箱輸出殼體處激振器則主要保證Y向和Z向有足夠激勵(lì)，以便充分激勵(lì)傳動(dòng)軸和動(dòng)力總成彎曲模態(tài)。激振器布置如圖4所示。

圖4 后橋輸入殼體和變速箱輸出殼體激振器

2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)影響因素分析

影響傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果的因素較多，主要包括兩個(gè)方面：模態(tài)試驗(yàn)與實(shí)車(chē)運(yùn)行工況下系統(tǒng)狀態(tài)存在差異，如軸系承受的扭矩[6]、軸系間隙[4]和變速箱檔位等；模態(tài)試驗(yàn)參數(shù)影響，如激振力大小[2-3]、方向和位置。

模態(tài)試驗(yàn)中，車(chē)輛狀態(tài)應(yīng)盡可能模擬實(shí)車(chē)運(yùn)行狀態(tài)。在傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)前，將首先對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)間隙和檔位等影響因素進(jìn)行研究。

將變速器掛入固定檔位(3檔)，先將車(chē)輛舉起，在落地的過(guò)程中，在人力推動(dòng)驅(qū)動(dòng)輪的同時(shí)將車(chē)輛放至地面，以消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙。該方法的缺點(diǎn)是軸系承受的扭矩與實(shí)車(chē)狀態(tài)不同，但操作方便安全，如需模擬實(shí)車(chē)扭矩可參考文獻(xiàn)[1]中方法。圖5所示為相同的激勵(lì)情況下，消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙和不消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)。從圖5中可以看出，總體來(lái)說(shuō)傳遞函數(shù)曲線(xiàn)峰值特征和大小差異不大，但部分峰值頻率存在3.0～5.0 Hz的差異。峰值頻率的差異主要是由于傳動(dòng)系統(tǒng)間隙帶來(lái)的非線(xiàn)性和約束邊界差異所致。由結(jié)果可知，如果不消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙將會(huì)對(duì)模態(tài)識(shí)別結(jié)果造成一定誤差。

圖5 有無(wú)傳動(dòng)系間隙時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)

消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙，保持激勵(lì)大小和方向不變，將變速器掛入不同檔位，激勵(lì)得到傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)，如圖6所示。從圖6中可以看出，不同檔位傳遞函數(shù)曲線(xiàn)峰值頻率存在差異，如190.0 Hz左右峰值頻率差異可達(dá)4.0 Hz。部分峰值頻率在不同檔位甚至可能會(huì)消失，該現(xiàn)象應(yīng)該是由于該模態(tài)在部分檔位變得不敏感，或者敏感的激勵(lì)位置發(fā)生了明顯變化。因此，如果想要得到預(yù)期的模態(tài)頻率只在實(shí)車(chē)部分檔位出現(xiàn)問(wèn)題后，確保模態(tài)試驗(yàn)時(shí)保持跟實(shí)車(chē)出現(xiàn)問(wèn)題的檔位相同。

圖6 不同檔位時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)

2.3 傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)識(shí)別結(jié)果分析

將變速器掛入3檔，消除傳動(dòng)系統(tǒng)間隙后，后橋輸入殼體處激振器調(diào)至Y向，激勵(lì)得到傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)，如圖7所示。用最小二乘復(fù)頻域法對(duì)模態(tài)頻率和振型進(jìn)行識(shí)別，傳遞函數(shù)曲線(xiàn)三個(gè)峰值對(duì)應(yīng)的模態(tài)頻率分別為24.5 Hz、161.0 Hz和240.0 Hz，模態(tài)振型分別如圖8、圖9和圖10所示。該車(chē)型傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)后橋輸入端Y向激勵(lì)較為敏感的模態(tài)分別是傳動(dòng)軸總成的橫向一階彎曲、三階彎曲和四階彎曲模態(tài)。該激勵(lì)方式未能識(shí)別出二階彎曲模態(tài)，原因可能為二階彎曲模態(tài)對(duì)于該激勵(lì)方式不敏感，可嘗試不同的激勵(lì)位置，直至找到相應(yīng)振型。但四階彎曲模態(tài)頻率240.0 Hz與所需要解決的車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題頻率吻合較好，與二階彎曲模態(tài)無(wú)關(guān)。因此，二階彎曲模態(tài)未繼續(xù)嘗試不同的激勵(lì)方式。

圖7 激勵(lì)Y向時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)總和曲線(xiàn)

圖8 24.5 Hz橫向一階彎曲模態(tài)振型

圖9 161.0 Hz橫向三階彎曲模態(tài)振型

圖10 240.0 Hz橫向四階彎曲模態(tài)振型

3 傳動(dòng)系彎曲模態(tài)優(yōu)化

3.1 模態(tài)敏感度試驗(yàn)分析

由傳動(dòng)系模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果可知，傳動(dòng)系統(tǒng)存在與車(chē)內(nèi)噪聲共振頻率吻合，是以傳動(dòng)軸振動(dòng)為主的240.0 Hz橫向四階彎曲模態(tài)。為了進(jìn)一步確認(rèn)是否為該模態(tài)共振引起車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題，在后橋輸入端、第三段傳動(dòng)軸中間、第二段傳動(dòng)軸中間和第一段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊，對(duì)空檔工況實(shí)車(chē)響應(yīng)和傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行測(cè)試。圖11為傳動(dòng)軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊后車(chē)內(nèi)噪聲總級(jí)曲線(xiàn)。表1為傳動(dòng)軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊后傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)。從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，傳動(dòng)軸加質(zhì)量后，傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率均有下降，同時(shí)車(chē)內(nèi)噪聲亦均有下降。由此結(jié)果可以判斷，車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題的產(chǎn)生確實(shí)與傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)共振有關(guān)。第二段和第三段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率下降最為明顯，可達(dá)10.0 Hz，同時(shí)車(chē)內(nèi)噪聲幅值亦下降最明顯，下降量級(jí)均可達(dá)到4～9 dB(A)。后橋輸入法蘭加7 kg質(zhì)量塊后，車(chē)內(nèi)噪聲改善量相對(duì)較少約2～6 dB(A)。第一段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率下降最少，車(chē)內(nèi)噪聲只在部分轉(zhuǎn)速有明顯改善。綜上所述，該四階彎曲模態(tài)質(zhì)量最敏感的位置位于第二段和第三段傳動(dòng)軸中間位置，而從工程可實(shí)施性方面考慮，后橋輸入端加質(zhì)量塊可調(diào)整傳動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)量分布，以改善該車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題。另外，該試驗(yàn)中，雖然未將傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)與激振力頻率避開(kāi)，但是質(zhì)量塊的增加使得模態(tài)響應(yīng)幅值降低，從而使得車(chē)內(nèi)噪聲有明顯改善。這說(shuō)明在解決此類(lèi)頻率相對(duì)較高的結(jié)構(gòu)模態(tài)問(wèn)題時(shí)，除了考慮模態(tài)分布外，還應(yīng)重視模態(tài)響應(yīng)幅值的降低。

圖11 傳動(dòng)軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊車(chē)內(nèi)噪聲總聲壓級(jí)

序號(hào)措施四階彎曲模態(tài)/Hz1原始狀態(tài)2402第一段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊2383第二段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊2334第三段傳動(dòng)軸中間加7 kg質(zhì)量塊2305后橋輸入法蘭處加7 kg 質(zhì)量塊236

3.2 仿真分析及優(yōu)化

由試驗(yàn)分析可知，后橋輸入端適當(dāng)增加質(zhì)量，可改善該問(wèn)題，但改善量不足，需從優(yōu)化傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)本身來(lái)解決該問(wèn)題。因此針對(duì)該車(chē)型建立傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)有限元模型，如圖12所示。在與試驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試激勵(lì)點(diǎn)相同位置施加單位激勵(lì)，得到傳動(dòng)軸頻響曲線(xiàn)，與試驗(yàn)得到的傳遞函數(shù)曲線(xiàn)對(duì)比如圖13所示，仿真得到的模態(tài)頻率和幅值均與試驗(yàn)基本一致，該模型可用于優(yōu)化得到有效的改進(jìn)措施?；谠撃Ｐ?，提出前中間支撐后移150 mm和前中間支撐后移150 mm，同時(shí)中間軸管徑變大11 mm(由78 mm增加到89 mm)2種改進(jìn)措施，分別稱(chēng)為方案1和方案2，其傳遞函數(shù)曲線(xiàn)對(duì)比如圖14所示。這兩種措施均可有效提升傳動(dòng)軸頻率在240.0 Hz的四階彎曲模態(tài)，可明顯降低頻率在240.0 Hz處的響應(yīng)，并消除該頻率處峰值特征。2種方案相比，方案2對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率提升更多，幅值也下降更多。

圖12 傳動(dòng)系統(tǒng)有限元模型

圖13 傳動(dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)測(cè)試和仿真曲線(xiàn)

圖14 優(yōu)化方案?jìng)鲃?dòng)系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)曲線(xiàn)

3.3 優(yōu)化方案效果驗(yàn)證

根據(jù)仿真分析結(jié)果，選擇方案2，制作樣件，并實(shí)車(chē)驗(yàn)證該優(yōu)化方案效果，優(yōu)化前后車(chē)內(nèi)噪聲總聲壓級(jí)曲線(xiàn)，如圖15所示。車(chē)內(nèi)噪聲全轉(zhuǎn)速段都有明顯改善，240.0 Hz傳動(dòng)系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)共振引起的峰值處下降最為明顯，最高可達(dá)7 dB(A)，峰值特征基本消除，加速更為線(xiàn)性，品質(zhì)感明顯提升。由結(jié)果可知，優(yōu)化傳動(dòng)軸支撐點(diǎn)的位置可有效提升傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率，并降低其響應(yīng)，有效解決由其引起的車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題。

圖15 優(yōu)化前后車(chē)內(nèi)噪聲總級(jí)曲線(xiàn)

4 結(jié)論

針對(duì)某后驅(qū)柴油車(chē)型車(chē)內(nèi)噪聲240.0 Hz共振引起的多個(gè)轟鳴聲問(wèn)題，首先對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)方法和影響因素進(jìn)行研究，然后分析模態(tài)靈敏度，最后提出優(yōu)化方案并驗(yàn)證其效果，得出如下結(jié)論：

(1) 在傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗(yàn)中，傳動(dòng)系統(tǒng)間隙和變速器檔位對(duì)彎曲模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果有明顯影響，應(yīng)盡可能減少其造成的試驗(yàn)誤差；

(2) 在解決此類(lèi)頻率相對(duì)較高的高階彎曲模態(tài)問(wèn)題時(shí)，除了考慮模態(tài)分布外，還應(yīng)重視模態(tài)響應(yīng)幅值的降低；

(3) 優(yōu)化傳動(dòng)軸支撐點(diǎn)的位置可有效提升傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率，并降低其響應(yīng)，有效解決由其引起的車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題。