劉廣輝魯統(tǒng)利康 強(qiáng)

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1.上海交通大學(xué)汽車(chē)工程研究院底盤(pán)所，上海200240；2.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司，廣西柳州545000）

前置后驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)與驅(qū)動(dòng)橋的耦合振動(dòng)研究

劉廣輝1魯統(tǒng)利1康 強(qiáng)2

（

1.上海交通大學(xué)汽車(chē)工程研究院底盤(pán)所，上海200240；2.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司，廣西柳州545000）

某前置后驅(qū)車(chē)型在急加速工況下出現(xiàn)后橋振動(dòng)劇烈和車(chē)內(nèi)噪聲強(qiáng)烈的現(xiàn)象，振動(dòng)和噪聲的頻譜分析中對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的二階及四階量為主要量。為研究該型振動(dòng)的激勵(lì)及產(chǎn)生機(jī)理，探究改善該車(chē)型急加速下的振動(dòng)噪聲性能的方法，建立了包括傳動(dòng)系統(tǒng)、后懸架、整體式后橋等在內(nèi)的車(chē)輛多體動(dòng)力學(xué)模型，分析了傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)和后橋振動(dòng)的耦合機(jī)制，發(fā)現(xiàn)該車(chē)型傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)激發(fā)整體式后橋的俯仰振動(dòng)，并對(duì)兩種改良方案進(jìn)行了仿真驗(yàn)證。

前置后驅(qū) 整體式后橋 傳動(dòng)系統(tǒng) 耦合振動(dòng)

0 引言

前置后驅(qū)布置形式以其整車(chē)布置方便、研發(fā)成本低、動(dòng)力性較好的優(yōu)點(diǎn)成為當(dāng)前暢銷(xiāo)多用途車(chē)（MPV）及部分運(yùn)動(dòng)型多用途車(chē)（SUV）的常見(jiàn)布置形式，并獲得了相當(dāng)?shù)氖袌?chǎng)份額。但是由于該布置形式需要將動(dòng)力由前軸向后軸傳遞，傳動(dòng)軸多為分段式布置，且一般配合整體式后橋，易出現(xiàn)后橋振動(dòng)，進(jìn)而激發(fā)車(chē)身振動(dòng)及車(chē)內(nèi)噪聲［1］，降低整車(chē)NVH性能，給車(chē)內(nèi)成員帶來(lái)不舒適感，直接影響消費(fèi)者對(duì)車(chē)輛的整體評(píng)價(jià)及購(gòu)買(mǎi)意愿。為改善該布置形式的NVH性能，需要探究該類(lèi)型車(chē)的后橋振動(dòng)機(jī)理，找出激發(fā)后橋振動(dòng)的各種因素并分析其振動(dòng)傳遞路徑，研究如何優(yōu)化該布置形式的傳動(dòng)系統(tǒng)、整體式后橋及后懸架的整體匹配設(shè)計(jì)。

國(guó)內(nèi)外對(duì)前置后驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能的研究大多集中在系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、傳動(dòng)軸傳動(dòng)不平穩(wěn)、主減速器齒輪系統(tǒng)激發(fā)后橋橋殼柔性模態(tài)等方面［2-3］，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)與整體式后橋-后懸架耦合振動(dòng)的研究較少。其中國(guó)外的相關(guān)研究多一些［4-5］，一般是建立傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型、輪胎模型和二自由度的車(chē)身模型，從傳動(dòng)軸布置角度、懸架剛度、阻尼等方面進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)和懸架耦合振動(dòng)的研究。

多體動(dòng)力學(xué)是研究車(chē)輛復(fù)雜多體系統(tǒng)振動(dòng)噪聲問(wèn)題的重要手段之一，通過(guò)虛擬樣機(jī)的建?？赡M實(shí)車(chē)振動(dòng)產(chǎn)生傳遞的機(jī)制，再現(xiàn)振動(dòng)從激勵(lì)源到激發(fā)車(chē)身振動(dòng)的傳遞過(guò)程，分析共振及耦合振動(dòng)模態(tài)，結(jié)合試驗(yàn)分析，對(duì)傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)、后懸架零部件特性進(jìn)行優(yōu)化、改進(jìn)，進(jìn)而解決相關(guān)車(chē)型的振動(dòng)噪聲問(wèn)題。

1 驅(qū)動(dòng)后橋振動(dòng)特性測(cè)試及分析

某暢銷(xiāo)前置后驅(qū)車(chē)型受到消費(fèi)者關(guān)于急加速工況下后橋振動(dòng)噪聲的較多抱怨，于是對(duì)其進(jìn)行了三、四、五擋的急加速整車(chē)NVH性能測(cè)試，具體測(cè)試項(xiàng)目包括車(chē)內(nèi)前中后排噪聲、車(chē)內(nèi)地板（座椅導(dǎo)軌處）前中后排振動(dòng)加速度、后橋振動(dòng)加速度、后懸架主要硬點(diǎn)振動(dòng)加速度、傳動(dòng)軸扭矩等，部分測(cè)試傳感器布置如圖1所示。

圖1 實(shí)車(chē)測(cè)試部分傳感器布置圖Fig.1 Sensor Locations of Vehicle Test

測(cè)試過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，該車(chē)型在急加速工況下車(chē)內(nèi)后部噪聲急劇增大。對(duì)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)三個(gè)擋位下各測(cè)試結(jié)果表現(xiàn)特征基本一致，現(xiàn)以四擋測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行具體分析：圖2為車(chē)內(nèi)前、中、后排噪聲聲壓級(jí)對(duì)比，明顯可見(jiàn)車(chē)廂后部噪聲最強(qiáng)；圖3為車(chē)內(nèi)地板振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，可見(jiàn)車(chē)廂后部振動(dòng)最強(qiáng)；圖4和圖5為對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲振動(dòng)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行頻譜分析［6］，可見(jiàn)其頻率成分以對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階、四階量為主，且按后部、中部、前部的順序依次減弱。

圖2 車(chē)內(nèi)聲壓對(duì)比Fig.2 Contrast of Noise Pressue Levels in the Cabin

圖3 車(chē)內(nèi)地板振動(dòng)加速度對(duì)比Fig.3 Contrast of Floor Vibration Acceleration

圖4 車(chē)內(nèi)前、中、后排的噪聲頻譜分析及對(duì)比Fig.4 Spectrum Analysis and Contrast of Noise in the Cabin

圖5 車(chē)內(nèi)前、中、后排座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度的頻譜分析及對(duì)比Fig.5 Spectrum Analysis and Contrast of Floor Vibration Accelerations

對(duì)后橋主減速器前后端的各項(xiàng)振動(dòng)加速度進(jìn)行能量對(duì)比，如圖6所示，主減速器前端垂向的振動(dòng)是能量最高的，其次是主減速器后端的縱向振動(dòng)，再者是主減速器前端的縱向振動(dòng)，且該三種振動(dòng)表現(xiàn)出一致的變化趨勢(shì)。將該三種最強(qiáng)的振動(dòng)標(biāo)識(shí)于后橋簡(jiǎn)圖上，如圖7所示，主減速器前端垂向振動(dòng)和主減速器后端的縱向運(yùn)動(dòng)構(gòu)成了后橋俯仰振動(dòng)的主要成分，且主減速器前端的縱向振動(dòng)也是后橋俯仰振動(dòng)的一個(gè)矢量分量，由此認(rèn)為后橋表現(xiàn)出明顯的俯仰振動(dòng)。限于試驗(yàn)條件，無(wú)法對(duì)主減速器的俯仰振動(dòng)進(jìn)行測(cè)量，需要進(jìn)一步通過(guò)仿真進(jìn)行驗(yàn)證分析。

圖6 后橋橋殼振動(dòng)加速度能量分析Fig.6 Vibration Accelerations Contrast of Driving Axle Housing

圖7 后橋振動(dòng)加速度分析Fig.7 Analysis of Driving Axle’s Vibration

圖8為對(duì)后橋振動(dòng)加速度進(jìn)行的頻譜分析，其主要成分也表現(xiàn)出明顯的對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階、四階的現(xiàn)象，與車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲特征一致，說(shuō)明后橋振動(dòng)通過(guò)懸架作用于車(chē)身，激發(fā)了車(chē)內(nèi)噪聲［3］。

圖8 整體式后橋縱向振動(dòng)頻譜分析Fig.8 Spectrum of Driving Axle’s Longitudinal Acceleration

2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)建模及分析

2.1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性建模

傳動(dòng)系統(tǒng)作用于整車(chē)的振動(dòng)主要體現(xiàn)為兩個(gè)方面，一是扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，一是通過(guò)懸置、軸承等傳遞至車(chē)身的振動(dòng)。一般認(rèn)為扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的激勵(lì)源，故首先建立了傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)集中質(zhì)量模型，其中發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速箱、傳動(dòng)軸、減速器、驅(qū)動(dòng)半軸、輪胎等使用集中質(zhì)量模型，車(chē)身的平動(dòng)慣量等效為集中轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，離合器柔性部分、各部件之間施加等效扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)半軸的扭轉(zhuǎn)剛度也考慮在內(nèi)。

利用AMESim搭建了系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模型如圖9所示。

圖9 系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型及受迫振動(dòng)聯(lián)合仿真模型Fig.9 Torsional Dynamic Model and Forced Vibration Model

其中動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)主要包括轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼及速比參數(shù)。為了最大限度再現(xiàn)實(shí)車(chē)情況，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量根據(jù)各部分零部件的三維數(shù)模在UG軟件中直接求解，離合器剛度曲線由離合器設(shè)計(jì)圖紙獲得，傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)半軸的剛度由材料力學(xué)軸的剛度計(jì)算公式進(jìn)行求解，并利用有限元軟件Abqus進(jìn)行修正。

模型中的聯(lián)合仿真控制部分，是為了和Matlab進(jìn)行聯(lián)合仿真所設(shè)置的接口模塊，其中動(dòng)力學(xué)模型輸入到Simulink中的參數(shù)是發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)角位置，由Simulink返回給動(dòng)力學(xué)模型的是發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩。

作為傳動(dòng)系統(tǒng)最主要的激勵(lì)源，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)主要來(lái)自氣缸內(nèi)周期變化的氣缸爆發(fā)壓力和曲柄連桿機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的不均衡慣性力，其中氣缸爆發(fā)壓力所造成的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)更為劇烈。為了更好的模擬發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)，系統(tǒng)所施加的激勵(lì)為根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸位移所施加的驅(qū)動(dòng)扭矩，具體實(shí)施方法為基于發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸爆發(fā)壓力曲線，對(duì)每一時(shí)刻的發(fā)動(dòng)機(jī)角位移進(jìn)行求解，得到所在位移處的氣缸爆發(fā)壓力，結(jié)合曲柄機(jī)構(gòu)的位置求解發(fā)動(dòng)機(jī)力矩。

2.2 扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型仿真分析

對(duì)系統(tǒng)施加扭振受迫振動(dòng)后，取主減速器處的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)加速度進(jìn)行時(shí)頻分析，結(jié)果如圖10所示，主要體現(xiàn)為38.07、59.8、238.9三個(gè)固有頻率的振動(dòng)，二階、四階所對(duì)應(yīng)的振動(dòng)能量較弱。由此認(rèn)為，系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)不是引發(fā)后橋部位較為劇烈的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階、四階振動(dòng)的主要原因。故需要建立系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型來(lái)探究扭轉(zhuǎn)振動(dòng)以外的其他振動(dòng)對(duì)該車(chē)型后橋振動(dòng)的影響。

圖10 主減速器扭轉(zhuǎn)振動(dòng)加速度頻譜分析Fig.10 Spectrum of Final Drive’s Torsional Acceleration

3 傳動(dòng)系與后橋耦合振動(dòng)仿真分析

3.1 模型搭建

在Adams中建立了包括傳動(dòng)系統(tǒng)、整體式后橋、懸架系統(tǒng)、輪胎模型和車(chē)身簡(jiǎn)化模型在內(nèi)的多體動(dòng)力學(xué)模型：其中車(chē)身使用了簡(jiǎn)化的慣性質(zhì)量；發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱等效為動(dòng)力總成單元，通過(guò)懸置力元連接于車(chē)身上；發(fā)動(dòng)機(jī)和離合器的等效轉(zhuǎn)動(dòng)模型通過(guò)旋轉(zhuǎn)副建立在動(dòng)力總成等效單元上；兩段傳動(dòng)軸、主減速器主從動(dòng)齒輪、兩個(gè)驅(qū)動(dòng)半軸通過(guò)三維數(shù)模導(dǎo)入；懸架桿系通過(guò)車(chē)輛實(shí)際硬點(diǎn)位置及零件慣性參數(shù)建立；懸架彈簧、減振器、傳動(dòng)軸中間支撐、各處連接襯套等均根據(jù)實(shí)際測(cè)試數(shù)據(jù)建立相應(yīng)的力元；輪胎模型考慮了輪胎縱向、垂向、橫向的柔性［7］，并將車(chē)輛行駛阻力、加速慣性力［7］等施加于輪胎上；車(chē)輛平動(dòng)慣量同樣通過(guò)等效為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的方式附加于兩側(cè)驅(qū)動(dòng)后輪。其中傳動(dòng)軸模型使用的是基于Adams／Flex的柔性體模型。

圖11 多體動(dòng)力學(xué)模型Fig.11 Multi-Body System Model

3.2 仿真結(jié)果分析對(duì)比

首先對(duì)主減速器前端及后端的各向加速度進(jìn)行了能量對(duì)比，如圖12所示，與測(cè)試所得到的各加速度能量變化基本一致，也表現(xiàn)出前端垂向、后端縱向和前端縱向三者較強(qiáng)的特征。

圖12 主減速器前端、后端振動(dòng)加速度能量分析Fig.12 Contrast of Final Drive’s Acceleration

取后橋主減速器部位的縱向振動(dòng)加速度進(jìn)行頻譜分析，如圖13所示，與圖8所示的實(shí)車(chē)測(cè)試后橋縱向振動(dòng)進(jìn)行對(duì)比，其頻域特征表現(xiàn)出高度的一致性。

圖13 后橋縱向振動(dòng)頻譜分析Fig.13 Spectrum of Driving Axle’s Longitudinal Acceleration

傳動(dòng)軸的振動(dòng)是引發(fā)后橋振動(dòng)的一個(gè)主要原因［8］，但是對(duì)于本文所研究的車(chē)型而言，傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)加速度的頻域成分（圖14）除了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階、四階量以外，仍含有較強(qiáng)六階、八階、十階等分量，與后橋振動(dòng)的主要階次表現(xiàn)不一致，可認(rèn)為第二段傳動(dòng)軸對(duì)后橋的作用不是引發(fā)后橋振動(dòng)的主要因素。

圖14 第二段傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)加速度頻譜分析Fig.14 Spectrum of Driving Shaft’s Torsional Acceleration

但是對(duì)第二段傳動(dòng)軸各向加速度的能量進(jìn)行對(duì)比分析（圖15）發(fā)現(xiàn)，傳動(dòng)軸的垂向振動(dòng)較為強(qiáng)烈，依圖7可知該振動(dòng)所在方向與主減速器俯仰振動(dòng)的方向是一致的。

對(duì)傳動(dòng)軸垂向振動(dòng)進(jìn)行頻譜分析，如圖16所示，可看到其頻率成分主要表現(xiàn)為二階和四階以及較弱的六階，而且從強(qiáng)度來(lái)講，六階成分的振動(dòng)強(qiáng)度要比二階和四階小的多。與傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的頻譜分析對(duì)比，可見(jiàn)其中六階、八階、十階的振動(dòng)分量要小很多，傳動(dòng)軸的垂向振動(dòng)表現(xiàn)出與后橋俯仰振動(dòng)耦合的特征，二階、四階的成分得到了強(qiáng)化。

圖15 第二段傳動(dòng)軸三向振動(dòng)加速度能量對(duì)比Fig.15 Contrast of Driving Shaft’s Acceleration

圖16 第二段傳動(dòng)軸垂向振動(dòng)加速度的頻譜分析Fig.16 Spectrum of Driving Shaft’s Vertical Acceleration

由實(shí)車(chē)測(cè)試和仿真可以確定主減速器前端的垂向加速度在后橋的各向振動(dòng)中都表現(xiàn)為能量最強(qiáng)，現(xiàn)將后橋的俯仰、側(cè)傾及橫擺振動(dòng)加速度與主減速器前端垂向加速度進(jìn)行能量對(duì)比，如圖17所示，可知主減速器的俯仰振動(dòng)最為強(qiáng)烈，符合對(duì)實(shí)車(chē)測(cè)試分析所認(rèn)定的主減速器俯仰振動(dòng)的特征。再對(duì)主減速器俯仰振動(dòng)加速度進(jìn)行頻譜分析（圖18），也表現(xiàn)出典型的二階-四階特征，與測(cè)試結(jié)果較為接近，可見(jiàn)后橋俯仰振動(dòng)是造成車(chē)身振動(dòng)及噪聲中二階、四階量比重較大的主要原因。

4 耦合振動(dòng)機(jī)理分析及改進(jìn)方案仿真驗(yàn)證

4.1 整體式后橋與傳動(dòng)系耦合振動(dòng)機(jī)理分析

圖17 后橋各向旋轉(zhuǎn)加速度能量對(duì)比Fig.17 Acceleration of Diving Axle’s Torsinal Vibration

圖18 后橋俯仰振動(dòng)加速度頻譜分析Fig.18 Spectrum of Diving Axle’s Pitch Acceleration

對(duì)前置后驅(qū)車(chē)型的傳動(dòng)系統(tǒng)而言，其受到的內(nèi)部激勵(lì)有發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出波動(dòng)、萬(wàn)向傳動(dòng)系統(tǒng)的不平衡、制造安裝誤差導(dǎo)致的傳遞不平穩(wěn)，以及來(lái)自外部的車(chē)身變形影響、路面激勵(lì)等。在輪胎和后橋部分，存在傳動(dòng)系統(tǒng)扭矩轉(zhuǎn)化為縱向驅(qū)動(dòng)力的一個(gè)傳遞過(guò)程，自然該過(guò)程也會(huì)將一部分扭矩波動(dòng)轉(zhuǎn)化為縱向驅(qū)動(dòng)力的波動(dòng)。而該驅(qū)動(dòng)力作用于后橋上，會(huì)以后橋和縱臂連接點(diǎn)為支點(diǎn)構(gòu)成作用于后橋的俯仰力矩，作用原理如圖19所示。同樣后橋的俯仰振動(dòng)也可反作用于扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)，造成傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

在急加速工況下，傳動(dòng)系統(tǒng)扭矩波動(dòng)通過(guò)上述過(guò)程轉(zhuǎn)化為作用于后橋的俯仰力矩波動(dòng)，造成后橋振動(dòng)加劇，該振動(dòng)會(huì)直接通過(guò)懸架的桿系作用于車(chē)身，激發(fā)車(chē)身噪聲。

4.2 改進(jìn)方案的仿真分析

針對(duì)該后橋-懸架系統(tǒng)所呈現(xiàn)的振動(dòng)特征，提出兩套改進(jìn)方案（圖20），一是不改變現(xiàn)有結(jié)構(gòu)布置，僅僅增大縱拖曳臂前后襯套的縱向剛度，減小后橋所受縱向力波動(dòng)［6］，提高整體式后橋的俯仰振動(dòng)固有頻率范圍，避開(kāi)傳動(dòng)系統(tǒng)常見(jiàn)工作轉(zhuǎn)速范圍；二是上調(diào)縱拖曳臂后橋連接端的位置，減小縱向驅(qū)動(dòng)力作用于整體式后橋的俯仰力矩的力臂，降低后橋俯仰振動(dòng)能量。

圖19 整體式后橋縱向力波動(dòng)導(dǎo)致的后橋俯仰力矩Fig.19 Pitch Moment on Driving Axle

圖20 系統(tǒng)改進(jìn)方案示意圖Fig.20 Improving Design of the System

對(duì)兩種方案進(jìn)行了仿真，首先從時(shí)域角度來(lái)看改進(jìn)效果：將兩套改進(jìn)方案的車(chē)身振動(dòng)加速度能量與改進(jìn)前進(jìn)行對(duì)比，如圖21所示，可見(jiàn)兩種方案整體上都降低了車(chē)身振動(dòng)能量，達(dá)到了預(yù)期效果。其中調(diào)節(jié)縱臂位置的方案效果更好，在整個(gè)加速過(guò)程中能量都低于原車(chē)，另外該方案改變了后懸架結(jié)構(gòu)布置，車(chē)身振動(dòng)加速度的整體走勢(shì)也有所不同，這是系統(tǒng)頻域特性的改變?cè)跁r(shí)域的體現(xiàn)。而對(duì)于增大后懸架襯套剛度方案來(lái)說(shuō)，車(chē)身振動(dòng)能量在急加速過(guò)程中間段（4～7秒）降低的較多，且由于增大襯套剛度提高了后橋各向振動(dòng)的固有頻率，更容易激發(fā)高頻的振動(dòng)，故在加速過(guò)程的后段（9～11秒），車(chē)身振動(dòng)能量反而比原車(chē)還要大。

從頻域來(lái)看兩種方案的改進(jìn)效果，對(duì)兩種改進(jìn)方案的后橋俯仰振動(dòng)加速度進(jìn)行了頻譜分析，并與原車(chē)進(jìn)行對(duì)比，如圖22、圖23所示。圖22為增大縱拖曳臂襯套縱向剛度的方案效果，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階的頻率分量的振動(dòng)能量與原車(chē)相比明顯降低，但是由于后橋俯仰振動(dòng)固有頻率升高，高頻的振動(dòng)分量與原車(chē)相比有所增強(qiáng)，有可能引起車(chē)內(nèi)高頻噪聲，故該方案仍需進(jìn)一步研究?jī)?yōu)化。

圖21 改進(jìn)方案后的車(chē)身振動(dòng)能量Fig.21 Acceleration Contrast of Body’s Vibration

調(diào)整縱拖曳臂位置方案的仿真對(duì)比結(jié)果如圖23所示，該方案明顯降低了后橋俯仰振動(dòng)中對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速二階、四階的振動(dòng)分量。且由圖21可知，該方案對(duì)于整體降低車(chē)身振動(dòng)加速度效果良好，可見(jiàn)減小后橋所受到的俯仰激勵(lì)力矩直接降低了后橋俯仰振動(dòng)能量，進(jìn)而減小了后橋?qū)?chē)身作用力的波動(dòng)，改善了車(chē)身振動(dòng)性能。

圖22 增大襯套剛度的結(jié)果對(duì)比Fig.22 Driving Axle’s Pitch Vibration Contrast of Higher Bushing Stiffness Design with Baseline

5 結(jié)論

本文為了探究某前置后驅(qū)車(chē)型在急加速工況下后橋部位出現(xiàn)強(qiáng)烈振動(dòng)噪聲的機(jī)理，對(duì)問(wèn)題車(chē)型進(jìn)行了實(shí)車(chē)測(cè)試，建立了傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型和車(chē)輛多體動(dòng)力學(xué)模型，并進(jìn)行模擬急加速工況的受迫振動(dòng)分析。提出了傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和整體式后橋俯仰振動(dòng)的耦合作用機(jī)理，并通過(guò)多體動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了驗(yàn)證。給出了兩套改進(jìn)方案，并進(jìn)行了仿真驗(yàn)證，結(jié)果證明改進(jìn)方案有效改善了車(chē)身振動(dòng)，為前置后驅(qū)車(chē)型后橋振動(dòng)性能的優(yōu)化提供了可參考的方法。

圖23 調(diào)整縱臂位置的仿真對(duì)比Fig.23 Driving Axle’s Pitch Vibration Contrast of New Trailing Arm Design with Baseline

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Study on Coupling Vibration of Powertrain and Drive Axle for Front-engine Rear-drive Vehicle

Liu Guanghui1Lu Tongli1Kang Qiang2
（1.Institute of Automotive Engineering，Shanghai Jiaotong University，Shanghai，200240，China；2.SAIC-GM Wuling Company Limited，Liuzhou，Guangxi 545000，China）

The drive axle of one front-engine-rear-drive（FR）car vibrates strongly at Tip-in with high level noise in the cabin，while the vibration and noise consist of mainly second and forth order of engine rotation speed.Multi-body dynamics model is built to study how the vibration is excited and comes into being.The coupling vibration theory of drive axle pitch motion and powertrain torsional motion is analyzed by the model and vehicle test，the results show that powertrain torsional vibration will act on the drive axle through tire and excite its pitch vibration.Two ways to improve vibration performance of rear axle are given and simulation verification is done.

front engine rear drive drive axle powertrain coupling vibration

U461.4

A

1006-8244（2015）04-013-08