改善轟鳴振動與換擋沖擊的雙質(zhì)量飛輪優(yōu)化設(shè)計

侯高杰，徐永晨，張亞偉，程鮮鮮

（鄭州愛科科技有限公司，鄭州450000）

在汽車行駛過程中，可以感覺到各種各樣的振動噪聲，雖然其中包含有使人愉悅的聲音，但是大部分使人產(chǎn)生不快。汽車行駛時，發(fā)動機、動力傳動系統(tǒng)產(chǎn)生的驅(qū)動力和路面凹凸產(chǎn)生的作用力傳遞至車內(nèi)，就使車內(nèi)出現(xiàn)振動噪聲現(xiàn)象。

目前國內(nèi)外學(xué)者對汽車行駛過程中產(chǎn)生的噪聲機理以及改善方案進行了大量的研究。吳昱東等通過動態(tài)等效轉(zhuǎn)動慣量分析，針對轉(zhuǎn)動系扭轉(zhuǎn)振動引起的車內(nèi)轟鳴問題，對扭轉(zhuǎn)減振器進行優(yōu)化，進而提升整車聲振舒適度[1]。王永超等研究了離合器主減振剛度、驅(qū)動軸扭轉(zhuǎn)剛度及工作齒輪組轉(zhuǎn)動慣量對傳動系統(tǒng)加速振動的影響規(guī)律[2]。石磊等在優(yōu)化方案中采用扭振減振器（TVD）和撓性盤離合器，通過實車試驗證明，車內(nèi)的轟鳴噪聲下降5 dB[3]。劉猛等通過分析發(fā)現(xiàn)增大飛輪轉(zhuǎn)動慣量可以降低振動幅值，增加驅(qū)動半軸直徑在降低振動幅值的同時使峰值發(fā)生了右移[4]。王東等針對某前置后驅(qū)微型客車存在低轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴聲的問題，對傳動系扭振影響車內(nèi)噪聲的機理進行分析，提出有效的改善方案[5]。Liu等設(shè)計了離合器3自由度扭振模型，研究了多級離合器阻尼器和齒輪側(cè)隙的非線性特性，基于分析結(jié)果對離合器進行優(yōu)化，結(jié)果表明優(yōu)化后的離合器能降低汽車加速時的噪聲[6]。Zu等研究傳動系統(tǒng)在啟停過程中的振動特性，對雙質(zhì)量飛輪裝置進行優(yōu)化，有效降低啟停過程中的共振[7]。以上學(xué)者對汽車振動噪聲的研究對對改善汽車舒適性都有一定的指導(dǎo)意義，但是以上優(yōu)化研究主要以試驗為基礎(chǔ)進行。

因此，本文以某前置后驅(qū)車輛的傳動系統(tǒng)NVH（Noise Vibration Harshness）特性研究為基礎(chǔ)，借助ADAMS 軟件搭建整車的虛擬樣機模型，利用模型對轟鳴以及換擋沖擊問題的進行模態(tài)分析，確認(rèn)其主要影響因素，提出有效的改善方案，以提升傳動系統(tǒng)NVH 性能前期設(shè)計能力，縮短汽車的研發(fā)周期，降低成本。

1 現(xiàn)有車輛性能問題

對于該前置后驅(qū)車型的傳動系統(tǒng)，整理出兼具完備性和重點的問題列表，其中重點問題如表1所示。

1.1 轟鳴振動

表1 所示的問題1 是典型的轟鳴振動問題。轟鳴聲是后驅(qū)車傳動系統(tǒng)典型的NVH問題之一，是由發(fā)動機階次激勵產(chǎn)生的，當(dāng)階次激勵與傳動系、車身或者空腔模態(tài)耦合時，就會在車內(nèi)明顯感知到。

針對“加速1 600 r/min，滑行2 700 r/min”工況下車內(nèi)轟鳴聲、振動大的問題，進行了關(guān)于轟鳴振動性能分析的整車試驗，主要測試工況為全加速、滑行，傳感器安裝在駕駛室內(nèi)，主要測量駕駛室聲壓。試驗結(jié)果如圖1 所示。結(jié)果表明，全加速工況下轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時以及滑行工況下轉(zhuǎn)速為2 700 r/min左右時車輛出現(xiàn)明顯的共振現(xiàn)象。

圖1 轟鳴試驗結(jié)果

1.2 換擋沖擊

表1中所示的問題2是典型的換擋沖擊問題，產(chǎn)生原因是由用戶換擋操作時離合器兩端的轉(zhuǎn)速差所引起的傳動系統(tǒng)共振，都體現(xiàn)為車體前后方向的振動。

表1 傳動系統(tǒng)問題描述

針對換擋沖擊問題，進行了關(guān)于換擋振動的整車試驗。具體操作如下：在車輛全加速過程中，分別進行2 檔、3 檔、4 檔的換擋操作，傳感器安裝在駕駛室地板上，主要測量駕駛席地板的X向振動加速度。換擋共振問題屬于低頻共振，共振頻率范圍一般在10 Hz以內(nèi)。圖2所示為換擋共振的頻率測量結(jié)果，在10 Hz之內(nèi)存在明顯共振點。

圖2 換擋振動試驗結(jié)果

2 整車多體動力學(xué)模型

后驅(qū)車輛的動力傳動系統(tǒng)是一個典型的多體、多工況、多激勵系統(tǒng)，其組成包括離合器、發(fā)動機、變速箱、主減速器、驅(qū)動半軸、傳動軸、等子系統(tǒng)，各子系統(tǒng)仍是復(fù)雜的多剛體-柔體系統(tǒng)，其工作過程包括起步、換擋、制動、加速、減速等工況，其受力包括發(fā)動機的周期性激勵、路面的隨機激勵、齒輪系統(tǒng)內(nèi)部激勵等。

根據(jù)實車各個部件的慣性質(zhì)量、剛度以及阻尼，借助ADAMS 軟件搭建整車的多體動力學(xué)模型，模型如圖3 所示。包括懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、輪胎等。

圖3 多體動力學(xué)模型

由實車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)可知，整車采用前置后驅(qū)的布置形式，動力總成和后懸驅(qū)動橋之間通過傳動軸連接。在設(shè)計該傳動軸時考慮到其自振頻率應(yīng)與激勵頻率避開，因此，采用兩段式傳動軸結(jié)構(gòu)，在前、后傳動軸兩端采用十字萬向節(jié)進行連接。根據(jù)傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置，按照傳遞路徑分析可知，動力總成（發(fā)動機+變速箱）為噪聲激勵源，該激勵向車身傳遞的路徑主要有3 條：振動激勵通過發(fā)動機懸置經(jīng)副車架結(jié)構(gòu)傳遞至車身；振動激勵經(jīng)排氣系統(tǒng)懸掛吊耳傳遞至車身；振動激勵經(jīng)傳動軸傳遞后，一方面通過傳動軸中間支撐向車身傳遞，另一方面經(jīng)后懸架系統(tǒng)向車身傳遞。

3 模態(tài)分析計算

借助ADAMS/Vibration 模塊，針對所建立的模型進行頻率響應(yīng)計算，對引起轟鳴以及換擋振動的模態(tài)進行確認(rèn)和分析，具體步驟如下：

（1）建立輸入、輸出通道，輸入為飛輪上的扭矩，輸出為驅(qū)動半軸扭矩響應(yīng)；

（2）進行FRF（Frequency Response Function）計算，確定所關(guān)注的響應(yīng)范圍；

（3）找出相關(guān)聯(lián)的固有振動模態(tài)；

（4）進行能量分析以找出構(gòu)成此模態(tài)的主要質(zhì)量及剛度。

圖4所示為頻率響應(yīng)計算結(jié)果，10 Hz內(nèi)存在一個換擋沖擊模態(tài)，在30 Hz～100 Hz 范圍內(nèi)存在1 600 r/min和2 700 r/min兩個轟鳴共振模態(tài)。

圖4 頻率響應(yīng)計算結(jié)果

對換擋沖擊共振模態(tài)進行能量分析，結(jié)果如圖5所示。根據(jù)結(jié)果分析可知，0～10 Hz 的換擋共振問題的主要影響質(zhì)量為飛輪質(zhì)量，主要影響剛度為驅(qū)動半軸剛度。

圖5 換擋共振模態(tài)能量分析結(jié)果

對1 600 r/min 的轟鳴共振模態(tài)進行能量分析，結(jié)果如圖6 所示。結(jié)果表明發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min 時的轟鳴問題主要影響因素為離合器和驅(qū)動半軸的剛度，以及發(fā)動機剛體和離合器的慣性質(zhì)量。

圖6 1 600 r/min轟鳴共振模態(tài)能量分析

4 靈敏度分析

基于模態(tài)解析計算結(jié)果，可以看出飛輪慣性質(zhì)量、離合器剛度是換擋沖擊以及1 600 r/min 轟鳴問題的主要影響因素，因此利用整車多體動力學(xué)模型對這兩種影響因素進行靈敏度分析。

圖7 所示為飛輪慣性質(zhì)量、離合器剛度對換擋沖擊共振的影響結(jié)果，根據(jù)結(jié)果可知，飛輪慣性質(zhì)量增大，共振頻率降低；反之，共振頻率增大。但是其對共振幅值的影響有限。離合器剛度變小，換擋共振頻率降低，離合器剛度變大，共振頻率變大，但是變化量很小。

圖7 換擋沖擊的影響因素分析

圖8所示為離合器剛度對1 600 r/min轟鳴振動的影響結(jié)果，根據(jù)結(jié)果可知，降低離合器剛度，轟鳴的振動幅值也降低，并且共振頻率減??；增大離合器剛度，轟鳴振動幅值也變大，共振頻率增大。

圖8 離合器剛度對1 600 r/min轟鳴問題的影響

5 改善方案及結(jié)果驗證

該前置后驅(qū)車輛采用的是單質(zhì)量飛輪，根據(jù)圖8所示的離合器剛度對轟鳴振動的影響結(jié)果分析可知，減小離合器剛度能夠降低轟鳴共振幅值，因此，為了解決發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時對應(yīng)的轟鳴振動問題，需要將其更換成雙質(zhì)量飛輪，目前供應(yīng)商提供的雙質(zhì)量飛輪參數(shù)如表2 中的方案1 所示。雙質(zhì)量飛輪的剛度與現(xiàn)有離合器彈簧剛度形成串聯(lián)結(jié)構(gòu)，可以降低雙質(zhì)量飛輪和離合器的等效剛度，以改善1 600 r/min轟鳴問題。

但是，采用雙質(zhì)量飛輪后，飛輪的慣性質(zhì)量變大，離合器發(fā)動機側(cè)總慣性質(zhì)量增加，換擋振動的輸入增加；串聯(lián)后的等效剛度降低，根據(jù)圖7所示的靈敏度分析結(jié)果可知，換擋共振頻率會降低，對換擋沖擊性能存在不利影響。因此需要對雙質(zhì)量飛輪的參數(shù)進行優(yōu)化，降低雙質(zhì)量飛輪一級慣性質(zhì)量，提高雙質(zhì)量飛輪的剛度，以提高離合器和雙質(zhì)量飛輪的等效剛度，以達(dá)到同時解決1 600 r/min 轟鳴振動以及換擋沖擊問題的目的，具體參數(shù)如表2 中的方案2所示。

表2 飛輪優(yōu)化參數(shù)

在實車上對優(yōu)化后的雙質(zhì)量飛輪方案進行驗證，并且和原車結(jié)果進行對比，轟鳴性能的改善效果如圖9 所示，根據(jù)結(jié)果可知，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時的轟鳴振動幅值明顯降低。

圖9 優(yōu)化前后轟鳴問題結(jié)果對比

圖10 所示為優(yōu)化雙質(zhì)量飛輪參數(shù)后，從1 檔分別切換4檔的對比結(jié)果圖，從圖中可看出，換擋沖擊時的共振現(xiàn)象基本消除。

圖10 優(yōu)化前后換擋沖擊結(jié)果對比

6 結(jié)語

本文針對前置后驅(qū)車輛的轟鳴振動以及換擋沖擊問題進行整車試驗，分析試驗結(jié)果可知，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min以及2 700 r/min時存在明顯的轟鳴共振現(xiàn)象，換擋沖擊的共振頻率在10 Hz 以內(nèi)。然后利用整車的多體動力學(xué)模型，對轟鳴振動以及換擋沖擊的共振模態(tài)進行能量分析，結(jié)果顯示，離合器剛度是1 600 r/min 轟鳴振動問題的主要影響因素；飛輪慣性質(zhì)量是換擋沖擊問題的主要影響因素。

為了同時解決1 600 r/min時的轟鳴振動以及換擋沖擊，對現(xiàn)有的雙質(zhì)量飛輪的參數(shù)進行優(yōu)化，降低雙質(zhì)量飛輪的第一慣性質(zhì)量，并且增大彈簧剛度。最終在實車上對優(yōu)化方案進行驗證，根據(jù)試驗結(jié)果可知，優(yōu)化后的雙質(zhì)量飛輪能夠同時降低1 600 r/min時的轟鳴振動以及換擋沖擊時的共振幅值，因此可以確認(rèn)此優(yōu)化方案可以有效地解決后驅(qū)車輛存在的轟鳴問題以及換擋問題。