袁守利, 尹 凡, 劉志恩

(1. 武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)試驗(yàn)室, 湖北 武漢 430070; 2. 武漢理工大學(xué) 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心, 湖北 武漢 430070)

汽車振動(dòng)與噪聲越來(lái)越受人們的關(guān)注,人們對(duì)汽車舒適性及平順性的要求越來(lái)越高.許多專家、學(xué)者對(duì)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振問(wèn)題進(jìn)行了研究.文獻(xiàn)[1]建立扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析模型進(jìn)行研究.文獻(xiàn)[2]對(duì)扭振測(cè)試方法進(jìn)行研究. 文獻(xiàn)[3]研究分析了雙質(zhì)量飛輪對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響.國(guó)內(nèi)的研究起步較晚,好多局限于理論研究,工程應(yīng)用偏少.根據(jù)某汽車公司提供的資料,某7座前置后驅(qū)式SUV汽車在3擋全油門加速工況,低速抖動(dòng)及轟鳴現(xiàn)象比較嚴(yán)重.為提高該SUV汽車在市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)力,改善加速工況下低速抖動(dòng)及轟鳴現(xiàn)象,筆者結(jié)合振動(dòng)與噪聲測(cè)試和仿真計(jì)算分析,找出問(wèn)題根源,并提出優(yōu)化方案.

1 低速轟鳴原因分析

1.1 試驗(yàn)工況

進(jìn)行振動(dòng)與噪聲測(cè)試的目的是找出該車3擋全油門加速工況低速抖動(dòng)及轟鳴的原因,因此,測(cè)試工況為3擋全油門加速工況.

1.2 試驗(yàn)設(shè)備及要求

試驗(yàn)使用的設(shè)備包括1個(gè)32通道數(shù)據(jù)采集前端、3個(gè)麥克風(fēng)、1個(gè)麥克風(fēng)校準(zhǔn)器、3個(gè)3向加速度傳感器以及對(duì)應(yīng)的線束和1臺(tái)帶測(cè)試軟件的筆記本電腦等.本試驗(yàn)為實(shí)車路試,要求路況良好、天氣晴朗、無(wú)風(fēng)或微風(fēng).

1.3 試驗(yàn)布置及結(jié)果分析

3個(gè)3向加速度傳感器分別布置在前排座椅導(dǎo)軌處、中排座椅中間支架處以及后排座椅中間支架處,3個(gè)麥克風(fēng)分別布置在前排座椅駕駛員右耳處、中排座椅乘客左耳處以及后排座椅乘客中間.測(cè)試過(guò)程現(xiàn)場(chǎng)圖如圖1所示.試驗(yàn)布置完成后,對(duì)3擋全油門加速工況下的振動(dòng)和噪聲信號(hào)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集,并對(duì)原始數(shù)據(jù)進(jìn)行處理,結(jié)果如圖2,3所示,g為重力加速度.

圖1 測(cè)試過(guò)程現(xiàn)場(chǎng)圖

圖2 前排座椅導(dǎo)軌振動(dòng)與轉(zhuǎn)速的關(guān)系

圖3 前排駕駛員右耳處噪聲與轉(zhuǎn)速的關(guān)系

從圖2可以看出,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200 r·min-1附近時(shí),前排座椅導(dǎo)軌處的振動(dòng)有明顯的峰值.從圖3可以看出,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200 r·min-1附近時(shí),駕駛員右耳處的A級(jí)噪聲有明顯的峰值,峰值為70 dB.通過(guò)階次分析和頻譜分析,得到圖4所示的前排座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)瀑布圖,該轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)與噪聲峰值主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)的2階激勵(lì)引起的,其對(duì)應(yīng)頻率在40.50 Hz附近.

圖4 前排座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)瀑布圖

結(jié)合圖2-4和加速過(guò)程中駕駛員和乘客的主觀感受表明,該SUV汽車在3擋全油門加速工況下,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200 r·min-1附近時(shí),前排發(fā)生了比較明顯的抖動(dòng),噪聲也比較大.通過(guò)行駛過(guò)程中駕駛員和乘客的主觀感受,以及對(duì)產(chǎn)生抖動(dòng)及噪聲的根源進(jìn)行排查分析,懷疑是動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)引起的.

2 仿真計(jì)算分析

2.1 建立傳動(dòng)系扭振模型

該7座SUV是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)式汽車,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)傳遞到車輪.傳動(dòng)系各部件的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是影響其扭振特性的主要因素,因此,采用集中質(zhì)量方法和當(dāng)量原則對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行合理的簡(jiǎn)化,等效換算出各部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度,進(jìn)行建模、仿真和分析[4].建立的整車動(dòng)力傳動(dòng)系的3擋扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型如圖5所示.該模型主要由3部分組成,即發(fā)動(dòng)機(jī)的扭振模型、變速器的扭振模型以及傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋的扭振模型.

圖5 動(dòng)力傳動(dòng)系3擋扭振模型

2.2 模型計(jì)算與分析

第2根傳動(dòng)軸輸出端的角速度波動(dòng)如圖6所示,當(dāng)轉(zhuǎn)速在1 250 r·min-1附近時(shí),角速度波動(dòng)率出現(xiàn)峰值,波動(dòng)率為0.125,此時(shí)系統(tǒng)扭振比較嚴(yán)重.

圖6 第2根傳動(dòng)軸輸出端的角速度波動(dòng)

結(jié)合前面振動(dòng)與噪聲測(cè)試的結(jié)果,發(fā)現(xiàn)該車在3擋全油門加速工況下,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200～1 250 r·min-1時(shí),車內(nèi)振動(dòng)及噪聲較大.仿真結(jié)果與試驗(yàn)存在關(guān)聯(lián)性,表明3擋動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是引起整車內(nèi)低速抖動(dòng)及轟鳴的主要原因.

3 仿真優(yōu)化

3.1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振機(jī)理分析

汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的多自由度扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng),當(dāng)外界激勵(lì)的頻率與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振系統(tǒng)的頻率一致時(shí),就發(fā)生了扭轉(zhuǎn)共振.此時(shí),振幅急劇增大,傳動(dòng)軸工作在非正常狀態(tài),從而引起車內(nèi)噪聲與振動(dòng)[5-6].

發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、路面激勵(lì)、傳動(dòng)軸振動(dòng)激勵(lì)等因素是行駛過(guò)程中引起傳動(dòng)系扭振的主要因素[7].文中主要研究傳遞路徑,包括離合器、變速箱、傳動(dòng)軸、主減速器以及驅(qū)動(dòng)橋等.

首先,可以將單質(zhì)量飛輪改為雙質(zhì)量飛輪.雙質(zhì)量飛輪由3部分組成,即初級(jí)飛輪、次級(jí)飛輪和中間的減振器.通過(guò)調(diào)整雙質(zhì)量飛輪內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)剛度和初級(jí)飛輪、次級(jí)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,從而改變動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振固有特性,避免共振的產(chǎn)生,具有良好的減震效果[8-9].其次,可以考慮離合器扭轉(zhuǎn)剛度、傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度以及在傳動(dòng)軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減振器.相對(duì)于傳動(dòng)系扭振系統(tǒng),離合器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量很小,離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼較大.因此,離合器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是不敏感因素,而離合器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼對(duì)傳動(dòng)系的扭振特性比較敏感[10].

在傳遞轉(zhuǎn)矩過(guò)程中,傳動(dòng)軸會(huì)產(chǎn)生復(fù)雜的振動(dòng),導(dǎo)致傳動(dòng)軸輸出端的轉(zhuǎn)矩波動(dòng)[11].因此,傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度影響也比較大.可以對(duì)傳動(dòng)軸本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度進(jìn)行調(diào)節(jié),也可以考慮在傳動(dòng)軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減振器,達(dá)到減振降噪的目的[12].

3.2 優(yōu)化方案分析

分析雙質(zhì)量飛輪、離合器扭轉(zhuǎn)剛度、第2根傳動(dòng)軸軸徑以及傳動(dòng)軸后加裝扭振減振器對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響,并根據(jù)仿真結(jié)果提出優(yōu)化方案.

3.2.1 雙質(zhì)量飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

原車采用的是單質(zhì)量飛輪,現(xiàn)擬采用雙質(zhì)量飛輪代替單質(zhì)量飛輪,將單質(zhì)量飛輪一分為二,通過(guò)改變初級(jí)飛輪與次級(jí)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量比例,得到飛輪的改變對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)影響的變化規(guī)律.次級(jí)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為第1級(jí)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的80%,90%,100%,110%和無(wú)次級(jí)飛輪.

雙質(zhì)量飛輪對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)系扭振的影響如圖7所示,將單質(zhì)量飛輪改為雙質(zhì)量飛輪,可以顯著改善傳動(dòng)系在1 200 r·min-1附近的扭振,且第2級(jí)飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量越大,其效果越好.

圖7 雙質(zhì)量飛輪對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響

3.2.2 離合器扭轉(zhuǎn)剛度

原車離合器扭轉(zhuǎn)剛度為11.7 N·m·(°)-1,根據(jù)供應(yīng)商能提供的離合器型號(hào),現(xiàn)將離合器剛度分別改為6.7,8.7,15.7 N·m·(°)-1,計(jì)算得到離合器扭轉(zhuǎn)剛度的改變對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響如圖8所示.

圖8 離合器扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響

從圖8可以看出:當(dāng)離合器扭轉(zhuǎn)剛度減小時(shí),傳動(dòng)軸第2根軸輸出端的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速減小,轉(zhuǎn)速波動(dòng)基本不變;當(dāng)離合器扭轉(zhuǎn)剛度增大時(shí),傳動(dòng)軸第2根軸輸出端的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)速增大,轉(zhuǎn)速波動(dòng)基本不變;當(dāng)離合器剛度從11.7 N·m·(°)-1減小到6.7 N·m·(°)-1時(shí),系統(tǒng)扭振幅值有所降低,對(duì)減少傳動(dòng)系扭振有一定的效果.

3.2.3 傳動(dòng)軸軸徑

由于原車傳動(dòng)軸的扭振比較嚴(yán)重,現(xiàn)擬增加第2根傳動(dòng)軸厚度,提高其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度.原模型的第2根傳動(dòng)軸的外徑為63.5 mm,內(nèi)徑為59.9 mm,厚度為1.8 mm.現(xiàn)供應(yīng)商可以提供的傳動(dòng)軸參數(shù):方案1,外徑70.0 mm,內(nèi)徑66.4 mm,厚度1.8 mm;方案2,外徑76.0 mm,內(nèi)徑72.4 mm,厚度1.8 mm;方案3,外徑76.2 mm,內(nèi)徑72.6 mm,厚度1.8 mm;方案4,外徑63.5 mm,內(nèi)徑58.5 mm,厚度2.5 mm.計(jì)算得到傳動(dòng)軸軸徑的改變對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響規(guī)律如圖9所示，傳動(dòng)軸軸徑是傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的敏感因素,在傳動(dòng)軸軸徑滿足使用要求的情況下,增大傳動(dòng)軸軸徑或者傳動(dòng)軸厚度,可以減小第2根傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng),從而改善其扭振情況.

圖9 傳動(dòng)軸軸徑對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響

3.2.4 扭轉(zhuǎn)減振器

除了可以考慮提高傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度外,還可以考慮在傳動(dòng)軸末端加裝扭轉(zhuǎn)減振器.由于是四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī),2階是發(fā)動(dòng)機(jī)的主要激勵(lì)源,轉(zhuǎn)速為1 200 r·min-1對(duì)應(yīng)2階激勵(lì)頻率是40 Hz,因此選擇加裝固有頻率為40 Hz的扭轉(zhuǎn)減振器.加裝固有頻率為40 Hz的扭轉(zhuǎn)減振器和不裝扭轉(zhuǎn)減振器下，扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響如圖10所示,加裝扭轉(zhuǎn)減振器后,第2根傳動(dòng)軸輸出端的角速度波動(dòng)率幅值從0.125降低至0.060,并且加裝扭轉(zhuǎn)減振器后,完全無(wú)峰值,改善效果相當(dāng)明顯.

圖10 扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響

3.3 方案優(yōu)化

根據(jù)3.2節(jié)仿真分析結(jié)果可知,采用雙質(zhì)量飛輪可以明顯改善動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振,但考慮到該車發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤不能有大的變動(dòng),以及成本的增加,雙質(zhì)量飛輪的優(yōu)化方案很難實(shí)施.因此,提出組合優(yōu)化方案: ① 離合器扭轉(zhuǎn)剛度為6.7 N·m·(°)-1,傳動(dòng)軸外徑為76.2 mm,內(nèi)徑為72.6 mm,厚度為1.8 mm; ② 在傳動(dòng)軸輸出端加裝固有頻率為40 Hz的扭轉(zhuǎn)減振器.

4 方案驗(yàn)證

為了驗(yàn)證提出的優(yōu)化方案是否可行,進(jìn)行噪聲與振動(dòng)測(cè)試,測(cè)試在同樣的條件下進(jìn)行.測(cè)試結(jié)果如圖11-14所示.

圖11 方案①駕駛員右耳處加速噪聲曲線

圖12 方案②駕駛員右耳處加速噪聲曲線

圖13 方案①前排座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)瀑布圖

圖14 方案②前排座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)瀑布圖

從圖11,12可以看出:當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200 r·min-1附近時(shí),駕駛員右耳處加速A級(jí)噪聲下降了2～3 dB;在發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)的A級(jí)噪聲也降低了2～3 dB.從圖13,14可以看出：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200 r·min-1附近時(shí),前排座椅處振動(dòng)峰值完全消失,從而改善低速時(shí)車內(nèi)轟鳴問(wèn)題.

5 試驗(yàn)及方案確定

5.1 道路試驗(yàn)

通過(guò)方案驗(yàn)證可知,提出的2種優(yōu)化方案對(duì)改善該車加速工況下低速抖動(dòng)及轟鳴效果較好.為了驗(yàn)證2種優(yōu)化方案聲學(xué)性能的穩(wěn)定性及結(jié)構(gòu)的可靠性,委托某汽車試驗(yàn)場(chǎng)分別對(duì)采用2種優(yōu)化方案的樣車進(jìn)行3 000 km綜合路況的道路試驗(yàn),然后再對(duì)2臺(tái)樣車分別進(jìn)行噪聲與振動(dòng)測(cè)試.本次道路試驗(yàn)在某汽車試驗(yàn)場(chǎng)的綜合路況上進(jìn)行,路面主要包括坑洼路、扭曲路、搓板路、卵石路、長(zhǎng)波路、短波路、比利時(shí)路以及水泥塊路.試驗(yàn)部分路面如圖15所示.

圖15 道路試驗(yàn)部分路面圖

5.2 噪聲與振動(dòng)優(yōu)化方案穩(wěn)定性試驗(yàn)

為了驗(yàn)證行駛3 000 km后,該車車內(nèi)噪聲與振動(dòng)情況,再次進(jìn)行噪聲與振動(dòng)測(cè)試試驗(yàn),測(cè)試條件與前面保持一致.采用方案①后,進(jìn)行3 000 km綜合路況試驗(yàn)前后,駕駛員右耳處加速噪聲對(duì)比如圖16所示,2次試驗(yàn)結(jié)果一致,穩(wěn)定性較好.同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí),3 000 km道路試驗(yàn)后相對(duì)于3 000 km道路試驗(yàn)前,駕駛員右耳處A級(jí)噪聲下降約2 dB,是由于新裝的離合器和傳動(dòng)軸磨合較好.

圖16 方案①駕駛員右耳處噪聲對(duì)比

采用方案②后,進(jìn)行3 000 km綜合路況試驗(yàn)前后,駕駛員右耳處加速噪聲對(duì)比如圖17所示,進(jìn)行3 000 km道路試驗(yàn)后,駕駛員右耳處A級(jí)噪聲增加約2 dB,穩(wěn)定性較差.查找原因發(fā)現(xiàn)，在傳動(dòng)軸輸出端加裝扭轉(zhuǎn)減振器的橡膠有撕裂和老化的趨勢(shì).

圖17 方案②駕駛員右耳處噪聲對(duì)比

5.3 方案確定

方案②對(duì)改善車內(nèi)低速抖動(dòng)及轟鳴效果較好,但扭轉(zhuǎn)減振器的橡膠由于內(nèi)摩擦發(fā)熱而存在加速老化的問(wèn)題,橡膠層還會(huì)受高頻扭轉(zhuǎn)變形,除此之外,通過(guò)改變膠料配方實(shí)現(xiàn)阻尼的調(diào)整比較困難.綜合考慮2種優(yōu)化方案的可靠性及穩(wěn)定性,最終針對(duì)車內(nèi)低速抖動(dòng)及轟鳴問(wèn)題,優(yōu)化采用方案①.

6 結(jié) 論

1) 從噪聲與振動(dòng)測(cè)試和仿真分析發(fā)現(xiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 200～1 250 r·min-1時(shí),動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生較嚴(yán)重的扭振,從而引起車內(nèi)低速抖動(dòng)及轟鳴.

2) 基于傳動(dòng)系3擋扭振模型,對(duì)可能引起傳動(dòng)系扭振的因素進(jìn)行仿真分析,并提出了2個(gè)優(yōu)化方案.進(jìn)行了噪聲與振動(dòng)測(cè)試,驗(yàn)證了提出的優(yōu)化方案可以改善傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng),從而降低車內(nèi)駕駛員右耳和中后排乘客耳旁A級(jí)噪聲2～3 dB.

3) 進(jìn)行了綜合路況試驗(yàn),發(fā)現(xiàn)加裝的扭轉(zhuǎn)減振器聲學(xué)性能穩(wěn)定性較差,同時(shí)存在熱疲勞及機(jī)械疲勞等問(wèn)題.綜合考慮后選擇方案①:離合器扭轉(zhuǎn)剛度為6.7 N·m·(°)-1,傳動(dòng)軸外徑為76.2 mm,內(nèi)徑為72.6 mm,厚度為1.8 mm.

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