某SUV車型在加速工況下動力扭振系統(tǒng)分析及優(yōu)化

石 磊 趙 躍 宋恩棟

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

0 前言

汽車動力傳動系統(tǒng)主要由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、驅(qū)動橋和車輪等部件組成。在行駛過程中,發(fā)動機的扭轉(zhuǎn)激勵頻率與系統(tǒng)固有頻率接近時,傳動系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振,易引起整車的轟鳴噪聲,變速箱的齒輪嚙合噪聲、后橋嘯叫等振動-噪聲-平順性(NVH)問題,當(dāng)系統(tǒng)的扭振幅值到達(dá)一定程度時還會影響動力傳動系統(tǒng)各部件的工作可靠性和耐久性[1-3]。因此,近年來傳動系統(tǒng)扭振控制一直是整車NVH中的研究熱點,傳動系統(tǒng)扭振的控制也是整車NVH性能開發(fā)中的重要工作之一。

近年來,國內(nèi)外關(guān)于傳動系統(tǒng)扭振問題研究的文獻(xiàn)較多。以往研究成果主要集中于對扭振模態(tài)分析角度,并未將發(fā)動機實際負(fù)荷考慮到扭振系統(tǒng)中來。通常的優(yōu)化改進(jìn)方法集中為：增大飛輪慣量、調(diào)整離合器阻尼和剛度、傳動系統(tǒng)增加扭振吸振器等傳統(tǒng)優(yōu)化措施,最終方案的效果需要實車驗證,這種傳動系統(tǒng)的優(yōu)化方法注重趨勢化分析,未將實際工程問題量化,問題解決方法較為單一,且會耗費較大的周期和試驗成本。

本文在傳統(tǒng)集中參數(shù)模型的基礎(chǔ)上,考慮到發(fā)動機全油門工況下不同轉(zhuǎn)速的發(fā)動機的負(fù)荷,建立了某SUV動力傳動系統(tǒng)扭振模型,計算分析了系統(tǒng)扭振的固有特性,并對傳動系統(tǒng)的模態(tài)貢獻(xiàn)量進(jìn)行分析,分析了影響傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)關(guān)鍵零部件。根據(jù)傳動系統(tǒng)在發(fā)動機激勵下的響應(yīng),調(diào)整雙質(zhì)量飛輪減振彈簧剛度、增加扭振減振器(TVD)、帶撓性盤離合器、離心擺式減振(CPVA)雙質(zhì)量飛輪等,經(jīng)過對比選出性能和成本較優(yōu)的方案。

1 動力傳動系統(tǒng)扭振模型的建立與模態(tài)分析

1.1 扭振模態(tài)建模

選用的車型為后驅(qū)車型,動力傳動系包括發(fā)動機離合器、變速箱、傳動軸、后橋、輪胎。首先按照集中慣量法將系統(tǒng)簡化成等效的剛度和慣量,圖1所示為系統(tǒng)簡化后的傳動系統(tǒng)圖?？梢杂嬎愠鰝鲃酉到y(tǒng)的模態(tài)以及對應(yīng)的陣型。

圖1 動力傳動系統(tǒng)扭振簡圖

1.2 模態(tài)分析結(jié)果分析

在200 Hz主要模態(tài)下傳統(tǒng)的單質(zhì)量飛輪由于在設(shè)計中通常會有一階以離合器為振動節(jié)點的模態(tài),頻率通常為40～60 Hz,處于發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速內(nèi),易引起整車的振動和噪聲問題,為了解決這個問題,通常將飛輪一部分慣量分配到變速箱側(cè),使這階頻率在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速之外通常降到20 Hz左右,如表1中的第二階模態(tài)。對于后驅(qū)車而言,通常會在70～120 Hz出現(xiàn)1個受變速箱和傳動軸影響的扭振模態(tài),如圖2所示為某SUV車型6檔發(fā)動機在轉(zhuǎn)速2 400 r/min由傳動系統(tǒng)激勵引起整車車內(nèi)轟鳴噪聲的問題。

表1 扭振模態(tài)及其敏感參數(shù)

圖2 車內(nèi)噪聲和系統(tǒng)扭振對應(yīng)曲線圖

2 加速工況動力傳動系統(tǒng)扭振模型建立與分析

2.1 扭振仿真分析建模

測量實車的節(jié)氣門全開(WOT)工況隨轉(zhuǎn)速變化的缸壓曲線,作為動力系統(tǒng)的系統(tǒng)激勵源,同時需要系統(tǒng)的發(fā)動機內(nèi)部曲柄連桿機構(gòu)的尺寸和質(zhì)量參數(shù)、離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和遲滯阻尼力矩、變速箱和傳動軸的均用等效的剛度和慣量參數(shù)。整車的阻力矩可按照經(jīng)驗公式(1)和(2)計算得到輪胎滾動阻力矩Tf、空氣阻力等效阻力矩Tw,并分別施加在車輪和整車平動質(zhì)量[4]。

式中：v為車速,單位為km/h;m為整車質(zhì)量,單位為kg;g為加速度,為9.8 m/s2;r為輪胎滾動半徑,為0.34 m。

式中：v為車速,單位為km/h;A為汽車的迎風(fēng)面面積,單位為m2;C為風(fēng)阻系數(shù),CA通常在0.6～0.9之間,這里取0.75;r為輪胎滾動半徑,取0.34 m。

2.2 仿真與試驗結(jié)果分析

對于動力傳動系統(tǒng)的扭振而言,由于系統(tǒng)的振動特性與系統(tǒng)輸入的激勵幅值的大小相關(guān),工程上很少采用激振器和力錘法來測得扭振,而多是根據(jù)各個旋轉(zhuǎn)件在實車激勵狀態(tài)的響應(yīng)峰值頻率來表征系統(tǒng)的扭振。后驅(qū)車通常會選取飛輪端、變速箱輸入軸、后橋輸入軸這三個位置作為扭振的測量點。飛輪端和變速箱輸入軸通常運用打孔方式,采用的傳感器為電磁傳感器,后橋輸入軸的扭振由光電傳感器測得。圖3為變速箱打孔扭振測試,圖4為后橋輸入端扭振測試。

圖3 變速箱打孔扭振測試

圖4 后橋扭振測試

由于直列4缸發(fā)動機以發(fā)動機二階激勵為主導(dǎo),選取發(fā)動機二階的扭振響應(yīng)作為系統(tǒng)對標(biāo)的部分,圖5、圖6分別為飛輪端和后橋輸入端的發(fā)動機二階扭振對標(biāo)分析。

圖5 飛輪端扭振對標(biāo)

對比仿真和試驗結(jié)果,飛輪處的扭振加速度的峰值轉(zhuǎn)速在2 450 r/min對應(yīng)的發(fā)動機二階頻率為81.6 Hz,扭振的幅值2 600 rad/s2,仿真狀態(tài)下發(fā)動機扭振的峰值為轉(zhuǎn)速2 430 r/min對應(yīng)發(fā)動機二階頻率81

圖6 后橋輸入端扭振對標(biāo)

圖6 后橋輸入端扭振對標(biāo)Hz,扭振的幅值為2 550 rad/s2,扭振頻率相差0.7%,扭振的幅值的差異1.9%,試驗結(jié)果中后橋輸入端的扭振峰值轉(zhuǎn)速2 380 r/min對應(yīng)的發(fā)動機的二階激勵頻率為79.3 Hz,扭振幅值為2 120 rad/s2,仿真狀態(tài)下的扭振峰值轉(zhuǎn)速2 450 r/min對應(yīng)的發(fā)動機二階激勵頻率為81.7 Hz,幅值為2 130 rad/s2,仿真和試驗扭振頻率相差3%,幅值相差為0.5%。仿真和試驗的扭振頻率和幅值相差在5%以內(nèi),在仿真和試驗允許的誤差范圍內(nèi)。

3 扭振性能改進(jìn)方案

3.1 降低雙質(zhì)量飛輪彈簧剛度

雙質(zhì)量飛輪的減振彈簧通常都是多級剛度的,彈簧的工作行程范圍在設(shè)計之初就鎖定,后期對雙質(zhì)量飛輪彈簧剛度進(jìn)行調(diào)節(jié)只能在這個行程范圍內(nèi)更改。此次扭振轉(zhuǎn)速對應(yīng)扭矩為離合器第二級剛度,將雙質(zhì)量飛輪區(qū)域為第二級剛度由16.5(N·m)/(°)下降至12(N·m)/(°)。后橋輸入軸的扭振峰值轉(zhuǎn)速沒有改變,后橋輸入端的扭振幅值由2 130 rad/s2下降至1 800 rad/s2,不滿足小于1 000 rad/s2的目標(biāo)要求。圖7示出了雙質(zhì)量飛輪減振彈簧剛度優(yōu)化情況,圖8示出了雙質(zhì)量飛輪彈簧剛度降低扭振優(yōu)化效果。

3.2 選取CPVA式雙質(zhì)量飛輪

CPVA式雙質(zhì)量飛輪是在雙質(zhì)量飛輪的次級飛輪和離合器蓋加上1個鐘擺式機構(gòu)的新型雙質(zhì)量飛輪,當(dāng)次級飛輪一端產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動時,安裝次級飛輪一端的鐘擺質(zhì)量,由于慣性力的原因產(chǎn)生一個相反的運動來吸收由于發(fā)動機輸入變速箱的扭振激勵[5-6]。作用與動力吸振器類似,和動力吸振器主要差異是CPVA式雙質(zhì)量飛輪在各個轉(zhuǎn)速段都能起到較大降幅的作用。選取CPVA 式雙質(zhì)量飛輪,后橋扭轉(zhuǎn)的峰值轉(zhuǎn)速由2450r/min下降至2240r/min,后橋輸入端的扭振幅值由2130rad/s2 下降至800rad/s2,滿足小于1000rad/s2 的目標(biāo)要求。圖9 為CPVA 雙質(zhì)量飛輪,圖10為CPVA 雙質(zhì)量飛輪扭振優(yōu)化效果。

圖8 雙質(zhì)量飛輪彈簧剛度降低扭振優(yōu)化效果

3.3 選取撓性盤離合器

傳統(tǒng)的雙質(zhì)量飛輪的摩擦盤為剛性盤,為了進(jìn)一步提升雙質(zhì)量飛輪的減振效果,可在摩擦盤增加減振彈簧,減振彈簧的剛度通常在50(N·m)/(°)左右,圖11為撓性盤摩擦盤,圖12為變更為撓性盤后的效果。整車的扭振峰值轉(zhuǎn)速由2 450 r/min下降到了1 450 r/min,整體的扭振幅值下降至520 rad/s2,滿足了小于扭振幅值小于1 000 rad/s2的目標(biāo)要求。

圖11 撓性盤摩擦盤

圖12 撓性摩擦盤扭振優(yōu)化效果

3.4 傳動軸增加TVD

TVD是工程中較為常見的解決扭振的方式,對于后驅(qū)車來說,考慮到安裝的方便性,通常將TVD安裝在后橋和傳動軸連接的法蘭處,圖13在后橋法蘭處增加對應(yīng)的扭振頻率81 Hz后,扭振峰值轉(zhuǎn)速由2 450 r/min變成了2 200 r/min和2 700 r/min。對應(yīng)的扭振幅值分別下降至了500 rad/s2和450 rad/s2,滿足扭振系統(tǒng)的扭振目標(biāo)。圖14為傳動軸TVD扭振優(yōu)化效果。

3.5 方案確認(rèn)與實車驗證

從扭振角度對動力傳動系統(tǒng)的扭振進(jìn)行優(yōu)化,選取撓性摩擦盤、CPVA式雙質(zhì)量飛輪或傳動系統(tǒng)增加TVD方案均能將系統(tǒng)的扭振優(yōu)化至目標(biāo)狀態(tài),結(jié)合成本的考量最終選取傳動軸增加TVD和選用摩擦盤作為實車的驗證方案。最終實車驗證效果如圖15所示,TVD方案和撓性摩擦盤方案都可以在轉(zhuǎn)速2 400 r/min時降低噪聲,但是由于下?lián)闲阅Σ帘P方案將系統(tǒng)的扭振降低至47 Hz對應(yīng)的發(fā)動機二階轉(zhuǎn)速為1 450 r/min,增加了車內(nèi)在1 450 r/min處的峰值抱怨,實車最終選擇傳動軸TVD方案作為最終的工程實施方案。

圖13 傳動軸TVD

圖14 傳動軸TVD扭振優(yōu)化效果

圖15 最終試驗驗證車內(nèi)噪聲優(yōu)化結(jié)果

4 總結(jié)

針對后驅(qū)車動力傳動系統(tǒng)扭振激勵產(chǎn)生的轟鳴噪聲,分析了后驅(qū)車的動力傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài),以實車的缸壓數(shù)據(jù)作為扭振系統(tǒng)的激勵進(jìn)行扭振系統(tǒng)的相應(yīng)分析,并根據(jù)試驗結(jié)果對模型進(jìn)行了校正,對標(biāo)分析結(jié)果表明試驗?zāi)Ｐ途仍?%以內(nèi),可供后續(xù)實車問題的優(yōu)化分析。

采取降低雙質(zhì)量飛輪減振彈簧剛度、選用撓性摩擦盤、CPVA式雙質(zhì)量飛輪、傳動軸增加TVD 4個不同方案優(yōu)化動力傳動系統(tǒng)的扭振，最后根據(jù)每個方案是否滿足目標(biāo)要求以及結(jié)合零件的成本推薦撓性摩擦盤和傳動軸增加TVD方案進(jìn)行實車優(yōu)化驗證，實車優(yōu)化結(jié)果表明TVD方案在其余轉(zhuǎn)速段未產(chǎn)生新的噪聲抱怨，實車確定傳動軸TVD方案作為最終的解決方案。減少實車調(diào)試的周期和費用，對類似工程問題解決有一定借鑒指導(dǎo)意義。