王 昆，蘇 彬，吉麗超，李戍斌，龐崇劍，呂兆平

（1.上汽通用五菱汽車有限公司，廣西 柳州 545000；2.西門子工業(yè)軟件（北京）有限公司，北京 100102）

MPV(Multi-Purpose Vehicles)既有轎車的舒適性又有客車的寬敞性，同時(shí)又具有排量小、成本低、功能多、適用于家庭用戶等優(yōu)點(diǎn)，被廣大消費(fèi)者尤其是中國消費(fèi)者所認(rèn)可接受[1-2]。自2013年以來，在我國汽車市場MPV需求量急劇上漲的同時(shí)，消費(fèi)者在低噪聲與高舒適性方面也對MPV提出了更高的要求，而MPV較之于轎車，體積、重量都相對較大，所以MPV的車內(nèi)噪聲控制一直是各學(xué)者研究的熱點(diǎn)，也是企業(yè)需要解決的核心技術(shù)難題之一。車內(nèi)噪聲品質(zhì)直接影響乘員乘坐汽車時(shí)的噪聲舒適性，同時(shí)也決定了汽車產(chǎn)品的檔次高低，其不僅是顧客評價(jià)和購買汽車時(shí)必須要考慮的一個(gè)非常重要的因素，同時(shí)也是汽車企業(yè)競爭力的體現(xiàn)。

國產(chǎn)MPV的動(dòng)力傳動(dòng)系布置形式大多采用前置后驅(qū)，主要由發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、傳動(dòng)軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件共同組成了一個(gè)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)，整個(gè)傳動(dòng)系可以看作是一個(gè)多質(zhì)量的彈性系統(tǒng)，具有多個(gè)固有頻率。車輛行駛過程中，因受發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)、傳動(dòng)部件運(yùn)動(dòng)的沖擊、行駛阻力等的作用，動(dòng)力傳動(dòng)系會(huì)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)，當(dāng)外界激勵(lì)頻率與固有頻率吻合時(shí)，甚至還會(huì)激發(fā)傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振，強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)通過車架傳遞或者直接作用到車身，激發(fā)車內(nèi)振動(dòng)與噪聲[3]，導(dǎo)致較劣的車內(nèi)聲振舒適性。

目前各學(xué)者在傳動(dòng)系扭振問題上已經(jīng)有較多的研究，劉輝等分析了影響MPV整車噪聲的因素，提出了通過傳動(dòng)軸和后橋的配平衡方法來降低傳動(dòng)系噪聲，通過試驗(yàn)對比分析驗(yàn)證了該方法降噪的有效性[4]；曾銳對某微型客車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振特性及其對車輛振動(dòng)噪聲的影響進(jìn)行了研究[5]；康強(qiáng)等為解決車內(nèi)轟鳴聲問題，建立了該車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型，通過傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)計(jì)算得到其模態(tài)信息，使用發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力驅(qū)動(dòng)當(dāng)量模型進(jìn)行扭振強(qiáng)迫響應(yīng)分析與扭振測試，驗(yàn)證了理論模型的有效性，明確了引起該車轟鳴聲主要原因是傳動(dòng)系統(tǒng)扭振[6]；李玲等認(rèn)為某非承載式SUV在1700 r/min出現(xiàn)的噪聲來源為傳動(dòng)系扭振，通過采取加裝扭轉(zhuǎn)減振器（TVD）的措施，有效地抑制了傳動(dòng)系扭振，改善了車內(nèi)轟鳴聲[7]；王東等首先分析了傳動(dòng)系扭振引發(fā)車內(nèi)噪聲的機(jī)理，然后建立了傳動(dòng)系扭振理論當(dāng)量模型并進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算，驗(yàn)證了其有效性，基于此模型研究了對象車型傳動(dòng)系扭振特性，實(shí)驗(yàn)表明通過減小經(jīng)后橋及后懸架向車身傳遞的扭振激勵(lì)可以有效改善低轉(zhuǎn)速工況下車內(nèi)轟鳴聲問題[8]；陳志勇和Zu等對裝有雙質(zhì)量飛輪的傳動(dòng)系在發(fā)動(dòng)機(jī)啟停工況下的扭振特性進(jìn)行了研究，設(shè)計(jì)了一套阻尼可調(diào)的半主動(dòng)控制式的磁流變液雙質(zhì)量飛輪裝置，有效地降低了啟停工況下最大扭矩和相對轉(zhuǎn)角[9-10]；王媛文等采用了傳遞路徑分析和模態(tài)實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法，研究了車內(nèi)轟鳴聲的激勵(lì)源，提出了一系列通過降低扭轉(zhuǎn)交變力矩的方式改善車內(nèi)噪聲品質(zhì)的措施并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[11]；Liu等針對汽車加速過程中出現(xiàn)的噪聲問題，設(shè)計(jì)了離合器3自由度扭振模型，研究了多級(jí)離合器阻尼器和齒輪側(cè)隙的非線性特性，基于分析結(jié)果提出了一種離合器動(dòng)力學(xué)的優(yōu)化方法，并進(jìn)行了仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[12]；石月奎等針對MPV車型在高速行駛工況下出現(xiàn)的轟鳴聲問題，對不同的噪聲來源采取不同的解決方法，提高了乘坐舒適性[13]；李文武建立了樣車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的AMESim 1D仿真模型并驗(yàn)證了其有效性，基于此模型，分析了傳動(dòng)軸加入慣量盤后對傳動(dòng)系扭振模態(tài)和扭振響應(yīng)的影響[14]。通過改進(jìn)車身結(jié)構(gòu)與在傳動(dòng)軸輸入端加裝扭轉(zhuǎn)減振器兩種降噪途徑來降低車內(nèi)轟鳴噪聲。試驗(yàn)結(jié)果表明這兩種方式均有效降低了試驗(yàn)工況下的車內(nèi)轟鳴噪聲；吳昱東等建立了某型國產(chǎn)前置后驅(qū)新型微型客車傳動(dòng)系扭振分析模型，得到傳動(dòng)系扭振特性，通過測試結(jié)果驗(yàn)證模型的正確性，分析了關(guān)鍵部件扭轉(zhuǎn)剛度對傳動(dòng)系扭振模態(tài)的靈敏度，并提出了通過適當(dāng)降低驅(qū)動(dòng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度實(shí)現(xiàn)降低微車傳動(dòng)系扭振的方法[15]。

本文為解決國產(chǎn)某型MPV設(shè)計(jì)研發(fā)過程中3檔全油門加速（WOT）工況下存在的車內(nèi)轟鳴聲問題，首先通過主觀判斷和客觀測試確定轟鳴聲來源為傳動(dòng)系扭振，然后應(yīng)用AMESim軟件建立傳動(dòng)系1D仿真模型，利用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，驅(qū)動(dòng)模型進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析，將關(guān)鍵點(diǎn)扭振仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比從而驗(yàn)證模型有效性，在對標(biāo)結(jié)果良好的模型基礎(chǔ)上，對傳動(dòng)系關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行靈敏度分析，最終通過調(diào)整離合器的剛度及阻尼進(jìn)行傳動(dòng)系扭振的優(yōu)化。

1 問題描述及原因

該型MPV動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)采用前置后驅(qū)形式，發(fā)動(dòng)機(jī)為1.5 L自然吸氣汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，5擋手動(dòng)變速器。在3檔WOT工況時(shí)，車內(nèi)乘員位置在多個(gè)轉(zhuǎn)速下均存在轟鳴聲，且主觀感覺存在較為明顯的壓耳感，有從前排至后排逐漸升高的趨勢。采用LMS Test.Lab軟件對車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行采集，通過客觀測試得到不同乘員位置在該工況下的噪聲聲壓級(jí)曲線（總聲壓級(jí)及2階、4階和6階噪聲），如圖1所示。

3檔WOT工況時(shí)，在低轉(zhuǎn)速段內(nèi)（1 000 r/mi～3 000 r/mi范圍內(nèi))該車存在3個(gè)主要轟鳴點(diǎn)，分別在轉(zhuǎn)速為1 000 r/mi、1 650 r/mi和 2 350 r/mi附近。在1 000 r/mi附近，3排座椅位置噪聲均以發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)為主要貢獻(xiàn)；在1 650 r/mi附近，中排與后排噪聲以發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)為主要貢獻(xiàn)，前排在發(fā)動(dòng)機(jī)2階和4階激勵(lì)下噪聲均較高；在2 350 r/min附近，中排噪聲較為突出，中排及后排在該轟鳴點(diǎn)以發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)為主要貢獻(xiàn)。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)對后驅(qū)車輛車內(nèi)振動(dòng)噪聲存在較大影響，初步懷疑車內(nèi)轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)可能是傳動(dòng)系扭振，所以對樣車進(jìn)行傳動(dòng)系扭振測試。圖2為加速工況下傳動(dòng)系扭振測試結(jié)果，可以看出：

（1）噪聲峰值處對應(yīng)的轉(zhuǎn)速下，后橋輸入軸振動(dòng)同樣表現(xiàn)為峰值特性，轟鳴問題與后橋輸入軸振動(dòng)強(qiáng)相關(guān)，說明傳動(dòng)系對其有貢獻(xiàn)；

（2）后橋輸入軸扭角量級(jí)在轟鳴處均高于0.2°，存在由于扭振激勵(lì)引起車內(nèi)轟鳴的可能。

圖1 3檔WOT工況時(shí)噪聲

圖2 3檔WOT工況下傳動(dòng)系扭振測試結(jié)果

所以綜上可基本推斷車內(nèi)轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)是傳動(dòng)系扭振。

2 傳動(dòng)系扭振特性分析

通過噪聲測試和傳動(dòng)系扭振測試，確定對象車型3檔WOT工況下的轟鳴聲問題主要由傳動(dòng)系扭振引致，為有效分析傳動(dòng)系的扭振特性，同時(shí)為改進(jìn)措施提供依據(jù)，需要利用AMESim軟件對傳動(dòng)系進(jìn)行仿真建模分析，通過強(qiáng)迫響應(yīng)分析驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性和有效性。一般情況下離合器參數(shù)對傳動(dòng)系扭振具有較大影響，所以需要研究分析離合器關(guān)鍵參數(shù)對傳動(dòng)系扭振的靈敏度。

2.1 傳動(dòng)系扭振模型建立

通過系統(tǒng)強(qiáng)迫響應(yīng)分析可以計(jì)算得到傳動(dòng)系在發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)激勵(lì)作用下的響應(yīng)情況，并對傳動(dòng)系的整改及分析提供理論依據(jù)?？紤]到阻尼結(jié)構(gòu)的存在對于系統(tǒng)的響應(yīng)幅值有較大影響，因此，在進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析時(shí)，須充分考慮各部件阻尼特性對計(jì)算結(jié)果的影響，式（1）為考慮阻尼影響的強(qiáng)迫振動(dòng)力學(xué)模型。

式中[I]、[C]、[K]、{M}、{θ}分別為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)阻尼、扭轉(zhuǎn)剛度、激勵(lì)力矩、角位移矩陣。

基于此力學(xué)模型，利用AMESim建立完整的傳動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，主要由發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、傳動(dòng)軸、主減速器、差速器等部分組成。

2.2 傳動(dòng)系扭振模型驗(yàn)證

為了進(jìn)行強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算，就必須獲取系統(tǒng)的激勵(lì)扭矩從而驅(qū)動(dòng)模型。車輛在行駛過程中，整個(gè)傳動(dòng)系存在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、齒輪間隙的作用、路面激勵(lì)等多種激勵(lì)，在針對傳動(dòng)系的扭振分析中，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)是最主要的形式，因此，本文忽略其它形式的激勵(lì)，僅將發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)扭矩作為系統(tǒng)輸入。發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)扭矩可通過式（2）計(jì)算得到，將該激勵(lì)扭矩輸入到LMS Imagine.Lab環(huán)境以激勵(lì)仿真模型，并且對比飛輪端及后橋輸入軸側(cè)2階振動(dòng)。

式中：J為飛輪側(cè)上游轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，n?為飛輪端角加速度的試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

如圖3所示，飛輪端2階轉(zhuǎn)速波動(dòng)仿真與測試結(jié)果重合度較好，后橋主減輸入軸2階轉(zhuǎn)速的仿真與測試結(jié)果雖有差別但變化趨勢一致，特別是在本文所關(guān)注的低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)重合較好，同時(shí)總體誤差也在可接受的范圍之內(nèi)，從而說明仿真模型對標(biāo)結(jié)果良好，可以用于傳動(dòng)系扭振問題的研究。

2.3 離合器扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼的靈敏度分析

以往的研究分析表明，離合器參數(shù)對傳動(dòng)系扭振具有較大影響，合理調(diào)整優(yōu)化之后在一定程度上可以削減傳動(dòng)系的低頻扭振，因此基于對標(biāo)結(jié)果良好的模型，通過仿真分析離合器剛度和阻尼對后橋輸入軸扭振的影響。

圖4為離合器剛度分別在原始狀態(tài)及增大和減少各30%時(shí)對變速器輸入軸扭振的影響分析圖，從圖4（a）可以看出，更改離合器剛度對于扭振沒有較為明顯的影響，主要是由于摩擦環(huán)節(jié)占據(jù)主要貢獻(xiàn)。當(dāng)在仿真中取消摩擦環(huán)節(jié)時(shí)，降低離合器剛度在低轉(zhuǎn)速存在優(yōu)化效果，如圖4（b）所示。

兩條來自其他項(xiàng)目的摩擦力矩曲線如圖5所示。最大值分別為10 Nm（Nominal）與5 Nm（Best case），而SGMW的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)最大值為26 Nm（Baseline）。圖6為離合器阻尼特性對后橋輸入軸扭振的影響分析圖，可以看出，阻尼特性對中間轉(zhuǎn)速區(qū)間存在較大影響，當(dāng)降低阻尼值時(shí)后橋輸入軸扭振得到明顯改善。

圖3 三檔WOT工況下仿真與測試結(jié)果對比

圖4 離合器剛度對后橋輸入軸扭振的影響分析

3 優(yōu)化設(shè)計(jì)與驗(yàn)證

通過離合器的扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼對傳動(dòng)系扭振的靈敏度分析，發(fā)現(xiàn)降低離合器剛度和阻尼可以有效地降低傳動(dòng)系扭振，因此采用具有低剛度、低阻尼的新離合器片，其參數(shù)如表1所示。

仿真模型中應(yīng)用新的離合器扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼參數(shù)，同樣使用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，仿真結(jié)果如圖7（a）所示，后橋扭振在1 500 r/min～4 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)有明顯優(yōu)化效果。

圖5 不同摩擦力矩曲線

圖6 離合器阻尼對后橋輸入軸扭振的影響分析

在仿真分析結(jié)果的基礎(chǔ)上，使用新的離合器樣件進(jìn)行測試試驗(yàn)，圖7（b）為新型離合器使用后與原狀態(tài)下后橋輸入軸扭振結(jié)果對比，試驗(yàn)結(jié)果與仿真反映的趨勢一致，再次說明了仿真模型的有效性。

圖8為使用新離合器后3檔WOT工況下的前、中、后排基于發(fā)動(dòng)機(jī)2階振動(dòng)的噪聲曲線，新離合器對車內(nèi)3排測點(diǎn)位置的噪聲均存在改進(jìn)效果，尤其是前排噪聲改善最為明顯，在轉(zhuǎn)速2 419 r/min工況下2階噪聲降低多達(dá)5.5 dB（A）。

表1 新離合器片參數(shù)表

4 結(jié)語

（1）通過主觀評價(jià)和客觀測試確定了國產(chǎn)某型MPV在3檔WOT工況下車內(nèi)轟鳴聲主要是由傳動(dòng)系扭振引起，為此建立了傳動(dòng)系的AMESim 1D仿真模型，利用飛輪端角加速度（實(shí)測數(shù)據(jù)）與飛輪及曲軸慣量乘積作為系統(tǒng)輸入，驅(qū)動(dòng)模型進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析，通過關(guān)鍵點(diǎn)扭振仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比從而驗(yàn)證模型有效性；

圖7 新離合器使用前后仿真與測試結(jié)果

圖8 基于發(fā)動(dòng)機(jī)2階振動(dòng)的噪聲曲線

（2）研究了離合器剛度和阻尼對傳動(dòng)系扭振的靈敏度，發(fā)現(xiàn)阻尼特性對中間轉(zhuǎn)速區(qū)間存在較大影響，當(dāng)降低阻尼值時(shí)后橋輸入軸扭振得到明顯改善；

（3）提出了通過降低離合器剛度和阻尼從而降低傳動(dòng)系扭振的方法，使用新型離合器后在后橋輸入軸的扭振試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果反映的趨勢一致，再次說明仿真模型的有效性。使用新離合器樣件后對整車進(jìn)行噪聲測試，發(fā)現(xiàn)新離合器對車內(nèi)3排測點(diǎn)的噪聲均存在改進(jìn)效果，尤其是前排噪聲改善最為明顯，峰值處降低多達(dá)5.5 dB（A）。

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