強登科，馬虎森

(陜西法士特汽車傳動工程研究院,陜西西安 710119)

0 引言

變速器總成匹配各主機廠不同車型，表現(xiàn)出來的加減油門“clunk”、扭振、敲擊等NVH問題越來越突出，當(dāng)出現(xiàn)怠速異響敲擊時，整車表現(xiàn)為:結(jié)合離合器后，變速器產(chǎn)生敲擊噪聲;斷開離合器異響消失。變速器怠速敲擊異響極大地降低了車的聲品質(zhì)，經(jīng)常引起客戶抱怨。由于4沖程發(fā)動機的結(jié)構(gòu)特性，動力系統(tǒng)始終會存在扭轉(zhuǎn)振動和輸出轉(zhuǎn)速波動的問題，這也是怠速異響敲擊的根源。而解決怠速敲擊異響問題需要結(jié)合發(fā)動機、離合器和變速器，從匹配的扭振問題上進行解決。文中主要介紹一種利用傳動軸偏移及不平衡量模擬提供四缸發(fā)動機的二階轉(zhuǎn)速波動的測試系統(tǒng)，該測試系統(tǒng)利用傳動軸夾角和不平衡量進行模擬，可任意調(diào)整角度，從而調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速波動大??；同時還可利用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進行轉(zhuǎn)速、振動和噪聲數(shù)據(jù)的采集及分析，研究怠速敲擊異響發(fā)生的機制和驗證解決措施。其次基于AMESim建立模擬系統(tǒng)和某6擋手動變速器的仿真模型，通過模擬分析與實測數(shù)據(jù)對比，校核仿真模型，為后續(xù)深入分析奠定基礎(chǔ)，同時也為整車NVH性能提升提供了很大幫助。

1 模擬原理

通過萬向節(jié)引入的扭轉(zhuǎn)效應(yīng)如圖1所示。

圖1 通過萬向節(jié)引入的扭轉(zhuǎn)效應(yīng)

萬向軸以夾角α旋轉(zhuǎn)時，萬向節(jié)就引入了一個二階的扭振激勵[1]，如圖1(a)所示。如果兩個萬向節(jié)的安裝角度相同，并且在同一個平面中旋轉(zhuǎn)，則不平衡量抵消，從而不輸出扭振，如圖1(b)所示；而如果兩個萬向節(jié)互為90°安裝，則二階激勵會被放大[2],如圖1(c)所示。

對于單萬向節(jié)傳動，主動叉軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角分別用ω1、φ1表示，被動叉軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角分別用ω2、φ2表示。由汽車理論可知，存在如下關(guān)系：

(1)

若夾角α不變，將式(1)兩邊對時間求導(dǎo)數(shù)，整理后可得：

(2)

傳動軸兩種安裝方式如圖2所示。

圖2 傳動軸兩種安裝方式

以輸入怠速750 r/min為例，在不同傳動軸夾角α?xí)r，變速器一軸轉(zhuǎn)速波動范圍理論計算見表1。

表1 不同偏移角度轉(zhuǎn)速波動理論計算結(jié)果

2 模型系統(tǒng)搭建及測試

利用上述原理，搭建模擬轉(zhuǎn)速波動的系統(tǒng)，模擬系統(tǒng)主要包含電機輸入系統(tǒng)、轉(zhuǎn)速波動實現(xiàn)部分、平移機構(gòu)和變速器安裝部分。模擬系統(tǒng)裝置如圖3所示。測試時，安裝某6擋手動變速器，電機輸出穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為750 r/min，傳動軸兩個萬向節(jié)偏轉(zhuǎn)90°且傳動軸與電機軸線有夾角(夾角依靠平移機構(gòu)調(diào)節(jié)變速器安裝支架的位移來實現(xiàn))。

圖3 模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動系統(tǒng)裝置

通過測試，當(dāng)電機輸出轉(zhuǎn)速為750 r/min、傳動軸偏角約為5°時，一軸轉(zhuǎn)速波動有效值為6.1 r/min；偏角約為7°時，一軸轉(zhuǎn)速波動有效值為13.2 r/min；偏角約為9°時，一軸轉(zhuǎn)速波動有效值為22.5 r/min;偏角約為11°時，一軸轉(zhuǎn)速波動有效值為30.4 r/min，如圖4所示。

各偏移角度的轉(zhuǎn)速波動頻率也與計算值相同，且隨著轉(zhuǎn)速波動增大，殼體上也出現(xiàn)同轉(zhuǎn)速波動頻率一致的振動，振動值也隨傳動軸偏移角度的增加而逐漸增大。實測值與理論計算值也幾乎一致，證明模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動的功能正常，對比結(jié)果見表2。

圖4 各偏角一軸轉(zhuǎn)速與振動測試數(shù)據(jù)(750 r/min)

表2 模擬系統(tǒng)實測數(shù)據(jù)與理論計算對比

3 整車轉(zhuǎn)速波動數(shù)據(jù)與模擬系統(tǒng)數(shù)據(jù)對比

整車測試傳感器布置如圖5所示。

圖5 整車測試傳感器布置

為了更好地模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動，解決怠速波動產(chǎn)生的異響敲擊問題，將臺架模擬的轉(zhuǎn)速波動與整車怠速時的轉(zhuǎn)速波動值進行對比，整車測試選擇配裝與臺架模擬系統(tǒng)相同型號的6擋手動變速器整車，發(fā)動機怠速時，分別選取油溫19 ℃時的實車數(shù)據(jù)與臺架偏轉(zhuǎn)7°的結(jié)果、油溫28 ℃時的實車數(shù)據(jù)與臺架偏轉(zhuǎn)5°的結(jié)果進行對比，對比曲線如圖6和圖7所示。從對比數(shù)據(jù)可以看出，模擬系統(tǒng)很好地模擬了實車轉(zhuǎn)速波動，時域轉(zhuǎn)速波動信號幅度幾乎一致，波動頻率及貢獻較大的頻率段模擬也都一致。

為驗證離合器對轉(zhuǎn)速波動的抑制作用，在模擬系統(tǒng)上安裝離合器，測試的轉(zhuǎn)速波動及有無離合器對比如圖8所示。從測試數(shù)據(jù)可以看出，離合器較好地抑制了怠速轉(zhuǎn)速波動。從側(cè)面說明此模擬系統(tǒng)可從整車離合器匹配方面快速驗證降低轉(zhuǎn)速波動的措施及積攢離合器與變速器匹配在降低轉(zhuǎn)速波動方面的經(jīng)驗。

圖6 整車數(shù)據(jù)與臺架數(shù)據(jù)時域和頻域信號對比結(jié)果(油溫19 ℃;臺架偏轉(zhuǎn)7°)

圖7 整車數(shù)據(jù)與臺架數(shù)據(jù)時域和頻域信號對比結(jié)果(油溫28 ℃;臺架偏轉(zhuǎn)5°)

圖8 偏移7°時變速一軸有離合器和無離合器轉(zhuǎn)速波動對比

4 仿真模型建立與對比

為進一步驗證模擬系統(tǒng)，利用仿真模型進行深入對比研究，基于AMESim建立某6擋變速器怠速敲擊仿真模型，仿真建模采用集中質(zhì)量模型，根據(jù)變速器總成圖紙進行合理簡化和等效，模型如圖9所示。通過一軸轉(zhuǎn)速的仿真及試驗對標(biāo)，進一步研究各參數(shù)對怠速敲擊的影響。仿真數(shù)據(jù)與模擬系統(tǒng)測試數(shù)據(jù)對比如圖10和圖11所示。通過對比可以看出，仿真模型與模擬系統(tǒng)彼此驗證較好，證明基于二階轉(zhuǎn)速波動的模擬系統(tǒng)可以利用仿真模型和模擬系統(tǒng)進行機制研究和怠速波動驗證，后續(xù)還可進行基于轉(zhuǎn)速波動的嚙合敲擊力的仿真，從而找到在怠速轉(zhuǎn)速波動下貢獻最大的空套齒輪副等應(yīng)用研究。

圖9 仿真模型

圖10 仿真與測試數(shù)據(jù)對比(輸入轉(zhuǎn)速600 r/min)

圖11 仿真與測試數(shù)據(jù)對比(輸入轉(zhuǎn)速900 r/min)

5 結(jié)論

文中介紹了一種模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動的測試系統(tǒng)，該系統(tǒng)可完全模擬四缸發(fā)動機的轉(zhuǎn)速波動，而且該模擬系統(tǒng)的測試信號與實車采集的轉(zhuǎn)速波動信號幾乎一致，模擬的振動頻率也與實車匹配。另外還建立模擬系統(tǒng)和某6擋手動變速器的仿真模型，將測試數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)進行對標(biāo)，證明模擬系統(tǒng)和仿真模型的可靠。后續(xù)結(jié)合模擬系統(tǒng)和仿真模型可深入研究轉(zhuǎn)速波動的機制和驗證解決轉(zhuǎn)速波動異響的措施，從而解決怠速異響敲擊問題，減少客戶抱怨和索賠情況的發(fā)生。