某多用途貨車傳動系扭振試驗分析與優(yōu)化

楊樹軍，王懷昭，張明旭，王 鵬，趙 坤，張宇飛

（1.燕山大學(xué) 車輛與能源學(xué)院，河北 秦皇島066004；2.鄭州日產(chǎn)汽車有限公司，鄭州450046）

前置后驅(qū)傳動汽車的動力傳動系是一個復(fù)雜的多自由度扭振系統(tǒng)，一般由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、半軸等組成。在汽車處于驅(qū)動工況時，當(dāng)傳動系的某一固有頻率和發(fā)動機激振力矩某諧量的頻率重合，就會出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振問題，從而使汽車產(chǎn)生明顯的振動和噪聲，這種由于傳動系的扭振問題導(dǎo)致車內(nèi)出現(xiàn)轟鳴聲，是整車NVH研究中常見的現(xiàn)象[1]。因此對汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動的研究及控制有著重大意義[2-3]。

國內(nèi)外學(xué)者對傳動系扭振都有深入研究。呂振華等[4]指出傳動系扭振會導(dǎo)致車內(nèi)振動噪聲問題產(chǎn)生。劉國政等[5]研究了傳動系扭振和車內(nèi)轟鳴聲，確定了車內(nèi)轟鳴聲的產(chǎn)生是由發(fā)動機2階激勵引起的傳動系扭振導(dǎo)致的。鄔惠樂等[6]通過創(chuàng)建傳動系扭振模型，對扭振系統(tǒng)進行了自由和強迫振動計算。趙騫、焦嬌、蔡蕓等通過傳動系扭振模型研究后驅(qū)傳動系扭振模態(tài)時，考慮了傳動系部件關(guān)鍵參數(shù)的影響[7-9]。Sérgio等[10]對所建立的發(fā)動機試驗臺模型進行自由振動和強迫振動分析，發(fā)現(xiàn)通過調(diào)整傳動系參數(shù)的方法，可明顯降低傳動系共振的幅值。Guzzomi 等[11]通過建立傳動系統(tǒng)3 自由度的非線性模型，通過仿真分析得到了傳動系扭振隨離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度和阻尼參數(shù)的變化規(guī)律，并結(jié)合道路實車試驗驗證了仿真結(jié)果。

某多用途貨車在道路上行駛時，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 200 r/min～1 500 r/min內(nèi)，車輛傳動系會出現(xiàn)明顯的振動，影響整車NVH 品質(zhì)，當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高或者降低時，振動會明顯降低。

1 測試方法

本文以某前置后驅(qū)的多用途貨車作為測試車，在平直的路面上對其進行實車測試。本試驗通過布置的轉(zhuǎn)速傳感器將傳動系各測點的轉(zhuǎn)速波動信號送入LMS Test.lab 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，再由計算機進行采集，最后通過計算機內(nèi)的LMS Test.lab 軟件對采集的轉(zhuǎn)速信號進行分析和處理，從而獲得各擋位傳動系各測點的角加速度振幅隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系。

傳感器布置：通過分析測試車傳動系結(jié)構(gòu)特點，在測試車發(fā)動機飛輪處、變速箱輸入處、變速箱輸出處、后橋輸入處均安裝轉(zhuǎn)速傳感器。由測試車的曲軸轉(zhuǎn)速傳感器采集發(fā)動機測點處的轉(zhuǎn)速波動信號，在變速箱輸入和后橋輸入處安裝磁電式轉(zhuǎn)速傳感器進行轉(zhuǎn)速信號采集，在變速箱輸出測點處安裝光電式轉(zhuǎn)速傳感器進行轉(zhuǎn)速信號采集。傳感器布置如圖1至圖3。

測試系統(tǒng)組成：本試驗使用的扭振測試系統(tǒng)由扭振測量裝置（測速齒盤、轉(zhuǎn)速傳感器和數(shù)據(jù)線）和數(shù)據(jù)采集裝置（LMS Test.lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，如圖4)兩部分構(gòu)成。

圖1 變速箱輸入測點

圖2 變速箱輸出測點

圖3 后橋輸入測點

圖4 LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

測試工況：對試驗車6 個前進擋位分別進行了加速工況的傳動系扭振測試，采集了6 個擋位傳動系各測點的轉(zhuǎn)速波動信號。

2 階次分析

通過實車測試試驗，獲得測試車在加速工況下，各個擋位傳動系各測點處的振動曲線。圖5和圖6分別為車輛4擋位變速箱輸出測點的瀑布圖與階次切片圖。

圖5 測試車4擋位變速箱輸出map圖

從圖5中可看出，Map 圖中存在明顯的由發(fā)動機引起的2階激勵，同時還出現(xiàn)了可見的1階、3階和4階激勵。

圖6 測試車4擋位變速箱輸出測點階次切片圖

從圖6可以看出，對總體振動貢獻最大的是2階振動，1、3 和4 階次振動幅值較低，對整體的振動貢獻很小。

我們必須面對現(xiàn)實的政治生活，所以我們就應(yīng)該探究一下大多數(shù)城邦所能采取的最優(yōu)良的政體，以及大多數(shù)人都能達到的優(yōu)良生活。這兩個“大多數(shù)”，充分表達了亞里士多德的現(xiàn)實關(guān)懷。也就是說，他要探討城邦治理的平常可行之理，又要探討人們的尋?？色@之德。

測試車1～6擋位主要激勵階次如表1。其中在各測點激勵階次中，2階激勵為發(fā)動機點火激勵，表中的粗體激勵為各擋位傳動比的1倍頻激勵。發(fā)動機輸出和變速器輸入測點，激勵階次為2 階次。在各測點主要激勵階次中，2 階次曲線對總體振動（Overall 曲線）貢獻最大，且2 階次曲線和Overall 曲線在同一轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)了明顯振動峰值，與車內(nèi)乘客的振動感受相同。由此表明發(fā)動機2階激勵導(dǎo)致了測試車出現(xiàn)明顯振動。

表1 測試車各擋位各測點主要激勵階次

3 各擋位扭振特性分析

測試車在6擋位工況，傳動系各測點的2階次曲線如圖7。從圖中可以看出，在1 203 r/min 附近，傳動系各測點均出現(xiàn)大幅振動，隨著轉(zhuǎn)速的增加振動幅值明顯降低。在共振轉(zhuǎn)速下，變速箱輸入測點、變速箱輸出測點、后橋輸入測點的振幅共振峰值分別為471 rad/s2、1 066 rad/s2、1 030 rad/s2。

圖7 6擋傳動系各測點的2階次振動曲線圖

其它擋位在共振轉(zhuǎn)速下的角加速度振幅如表2。測試車在1擋位沒有出現(xiàn)明顯的振動，在2擋位各測點在共振轉(zhuǎn)速下的振幅較小，在3～4 擋位，各測點在共振轉(zhuǎn)速下均出現(xiàn)大幅振動，在5～6 擋位，變速箱輸出測點和后橋輸入測點均在共振轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)大幅振動。且在3～6 擋位，隨著擋位的增加，傳動系測點的振幅共振峰值均逐漸降低。在3～6擋位，當(dāng)擋位一定時，各測點的振動曲線中，變速箱輸出和后橋輸入測點振動幅值最大，即傳動軸和后橋是扭振產(chǎn)生的主要部位。

4 扭振模型的建立

為了達到衰減傳動系扭轉(zhuǎn)振動的目的，可控制傳動系統(tǒng)部件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，以此來調(diào)整傳動系統(tǒng)的固有頻率，將共振轉(zhuǎn)速控制在發(fā)動機常用的轉(zhuǎn)速范圍之外。也可以增大系統(tǒng)阻尼，從而衰減傳動系統(tǒng)的振動。最簡單的衰減扭轉(zhuǎn)振動的方法是改變離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)。

表2 各擋位角加速度振幅共振峰值/(rad·s-2)

扭轉(zhuǎn)減振器具有彈簧和阻尼的作用，在壓盤彈簧扭轉(zhuǎn)剛度變化的同時，還會有摩擦阻尼力矩產(chǎn)生。通過合理設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)，可有效衰減發(fā)動機的振動能量，從而降低傳動系扭振幅值，降低共振載荷和噪聲。試驗車采用的離合器具有三級扭轉(zhuǎn)剛度，其中怠速級彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度用于怠速工況；主減振器為第二級減振器，用于車輛正常行駛工況；第三級減振器用于車輛載荷急劇變化階段或急加速工況。

本文簡化測試車傳動系為12 個集中質(zhì)量的扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，在AMESim里搭建了傳動系扭振模型，通過仿真分析，對扭轉(zhuǎn)減振器主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼力矩參數(shù)對扭振的影響規(guī)律進行研究。簡化后的測試車傳動系扭振集中質(zhì)量模型如圖8所示。搭建的AMESim扭振模型如圖9所示。扭振模型中符號的含義及對應(yīng)的參數(shù)如表3到表5所示。

圖8 試驗車簡化傳動系統(tǒng)扭振集中質(zhì)量模型

圖9 AMESim扭振模型

在AMESim 扭振模型中設(shè)置好各部件參數(shù)后，通過強迫振動計算獲得傳動系各測點2 階次曲線圖，將其與實車試驗獲得的2階次曲線圖進行對比，以此對搭建的傳動系扭振模型進行正確性驗證。以3 擋為例進行介紹，圖10與圖11是3 擋位變速器輸入和輸出測點仿真與試驗2階次曲線圖。比較圖10和圖11中3 擋位仿真與試驗2 階次曲線圖可知，雖然仿真與試驗的振幅峰值存在誤差，但是二者的共振轉(zhuǎn)速誤差較?。ㄕ`差5.9%）。在1 440 r/min左右，仿真與試驗曲線都出現(xiàn)振動峰值。

表3 模型中的慣量參數(shù)/(kg·m-2)

表4 模型中的剛度參數(shù)/(N·m·rad-1)

表5 模型中的阻尼參數(shù)/(N·m·rad-1·s)

圖10 變速器輸入測點仿真與試驗2階次曲線圖

圖11 變速器輸出測點仿真與試驗2階次曲線圖

其它擋位時的仿真與試驗的振幅峰值都存在誤差，這是因為阻尼影響著扭振峰值，然而獲取實車上的阻尼參數(shù)比較困難，本文獲取的阻尼參數(shù)與實車的阻尼參數(shù)有一定偏差。但仿真與試驗曲線的共振轉(zhuǎn)速誤差較?。?%之內(nèi)），而且二者的振動趨勢基本相同。因此可以說明本文所搭建的扭振模型的正確性，可用于對傳動系扭振的研究。

本文通過扭振模型進行仿真分析，研究扭轉(zhuǎn)減振器主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼力矩對傳動系扭振的影響規(guī)律。結(jié)合主減振級扭轉(zhuǎn)剛度和主減振級阻尼力矩的可變化范圍，主減振級剛度和阻尼力矩的取值范圍分別為在16 N·m/(°)～30 N·m/(°)和20 N·m～40 N·m，主減振級剛度對變速器輸出測點振幅響應(yīng)的影響趨勢如圖12。將阻尼力矩分別求得對應(yīng)的阻尼系數(shù)代入扭振模型中，主減振級阻尼力矩對變速器輸出測點振幅響應(yīng)的影響趨勢如圖13。

圖12 主減振級剛度對變速器輸出測點振幅的影響趨勢

綜上分析所知，在取值范圍內(nèi)，當(dāng)主減振級剛度取值越低，主減振級阻尼力矩取值越大時，發(fā)生共振時的扭振響應(yīng)幅值就會越低。但是離合器壽命也會隨著離合器剛度的降低而減少，所以要綜合考慮選取離合器參數(shù)。

5 改進方案

圖13 主減振阻尼力矩對變速器輸出測點振幅的影響趨勢

為有效降低試驗車扭轉(zhuǎn)振動，本文依據(jù)仿真分析結(jié)果改進了主減振級參數(shù)，改進前后的離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)如表6。改進參數(shù)后，再次對改進離合器后的測試車進行扭振測試，測得改進離合器參數(shù)后的測試車傳動系各測點轉(zhuǎn)速波動信號，通過數(shù)據(jù)處理，獲得離合器改進后各測點振動曲線。

表6 改進前后扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)

離合器主減振級參數(shù)改進后，各個擋位在共振轉(zhuǎn)速下的振幅峰值如表7。通過與表2對比分析可知，改進后各個擋位的變速箱輸入輸出和后橋輸入測點的振幅共振峰值均較改進前降低。

表7 離合器改進后各擋角加速度振幅峰值/(rad·s-2)

為比較離合器參數(shù)改進前后的傳動系振動情況，對比分析了參數(shù)改進前后的實車試驗測試結(jié)果，以3擋位為例，參數(shù)改進前后變速器輸出測點的2階次振動曲線如圖14。

圖14 改進前后變速器輸出測點的2階次曲線圖

由圖14可知，車輛3 擋位的發(fā)動機測點振動幅值在改進前后基本一致。離合器參數(shù)改進前變速器輸出測點振幅共振峰值為2 041 rad/s2，離合器參數(shù)改進后變速器輸出測點振幅共振峰值為1 026 rad/s2，下降了49.7%。在其它擋位下，離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)改進后的傳動系振動峰值均比改進前降低，則改進主減振級參數(shù)的解決方案可大大降低傳動系振動幅值。

6 結(jié)語

為研究車輛的扭轉(zhuǎn)振動特性，對傳動系扭振進行道路實車試驗，通過扭振測試系統(tǒng)，獲得各擋位下傳動系關(guān)鍵測點處的振動情況。通過建立扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)模型進行仿真分析，根據(jù)仿真結(jié)果對離合器扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)進行改進。再次進行道路實車試驗，得出改進方案可有效減少傳動系扭振波動問題。主要結(jié)論如下：

（1）通過分析傳動系各測點的瀑布圖與階次切片圖，確定車輛傳動系出現(xiàn)的明顯振動是由發(fā)動機2階激勵引起的傳動系扭轉(zhuǎn)振動。

（2）通過分析各擋位的扭振特性，確定傳動軸和后橋是扭振產(chǎn)生的主要部位。

（3）通過扭振仿真分析，發(fā)現(xiàn)在所取值范圍內(nèi)，離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級剛度越低和主減振級阻尼力矩越大，傳動系各測點在共振時的扭振響應(yīng)幅值越低。

（4）為降低傳動系扭轉(zhuǎn)振動，本文提出解決方案即改進離合器扭轉(zhuǎn)減振器主減振級參數(shù)。通過對該改進方案進行試驗測試，發(fā)現(xiàn)該方案可有效解決傳動系扭振問題，改善車內(nèi)駕乘的舒適性。