前置后驅汽車傳動系統的扭振模態分析

康 強，吳昱東，鄧江華，何森東

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；3.中國汽車技術研究中心 汽車工程研究院，天津 300162）

前置后驅汽車傳動系統的扭振模態分析

康 強1，吳昱東2，鄧江華3，何森東3

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；3.中國汽車技術研究中心 汽車工程研究院，天津 300162）

針對某前置后驅車，建立了其傳動系的扭振當量模型，通過自由振動計算分析獲得了傳動系的扭振模態，與整車傳動系扭振測試結果對比，驗證了計算的正確性。基于傳動系扭振當量模型，分析了各部件扭轉剛度及轉動慣量對扭振模態的靈敏度：系統第3階扭振模態可以通過改變輪胎扭轉剛度或者轉動慣量來調諧；第4階扭振模態可以使用半軸的扭轉剛度、輪胎的扭轉剛度或轉動慣量調諧；第5階扭振模態的調諧參數為半軸扭轉剛度和傳動軸轉動慣量。這些因素的分析可為車輛扭轉振動特性的改善提供可參考的依據。

振動與波；扭振；傳動系統；前置后驅

前置后驅汽車動力傳動系統一般由發動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些具有一定轉動慣量及扭轉剛度的部件共同形成了一個扭轉振動系統，具有特定的扭振模態。車輛在行駛過程中，發動機輸出扭矩波動、傳動部件之間的沖擊力、行駛阻力等會激發其作用頻段內傳動系的扭轉模態，出現扭轉共振現象。傳動系強烈的扭振會引起后橋發生俯仰和側傾，進而導致主減安裝點產生很大的動態力。這些力通過副車架或者直接作用到車身上，引起了車內的轟鳴聲。如圖1所示為本文研究的某前置后驅汽車4檔全油門加速工況下的傳動系扭振測試結果，可見該車傳動系統在1 200 r/min及1 500 r/min處的扭振存在共振峰值，車內也產生了轟鳴聲，主觀感受異常難受。

傳動系扭振引起的車內轟鳴聲頻率范圍大致分布在40 Hz到120 Hz之間[1,2]。合理的調整傳動系統扭振模態分布，使其避開發動機扭轉激勵敏感的轉速以及后橋及懸架的關鍵模態，可以有效降低扭振導致的車內轟鳴聲[1]。各部件扭轉剛度及轉動慣量是影響車輛傳動系統模態的關鍵參數[3]。因此，本文對該前置后驅車傳動系部件的扭轉剛度及轉動慣量對其扭振模態的影響進行研究，為車內轟鳴聲及傳動系扭轉共振治理提供依據。

圖1 某前置后驅汽車4檔加速工況傳動系扭振

1 傳動系統扭振當量模型建模

對傳動系統的扭振特性的研究，多采用分布質量或集中質量模型，分布質量模型計算精度高但更耗時[3,4]。本文采用多自由度的彈簧集中質量模型，即根據簡化前后系統的動能和勢能保持不變的原則，將其簡化為無彈性的慣性盤和無質量的彈性軸組成的當量系統，建立相應的力學模型和數學模型[5]。與其它模型相比，當量模型具有參數關系清楚，計算簡單的優點。根據所研究的汽車傳動系統基本結構及參數，建立從發動機曲軸到車輪的動力傳動系扭振當量模型。如圖2所示為三檔對應的動力傳動系扭振當量模型示意圖。將整個傳動系統等效為17個自由度的扭轉振動模型。由于離合器之后的軸系的運轉速度隨著變速器檔位的改變而不同，以及變速內部不同檔位齒輪嚙合不同，故需要按照不同檔位，分別建立一至五檔的動力傳動系扭振當量模型。整個系統以曲軸轉速為基準，將各參數按傳動比進行轉換。其中三檔下各元件等效轉動慣量和扭轉剛度如表1所示。轉動慣量可以從CAD模型中直接讀取，扭轉剛度則通過建立有限元模型進行計算。

圖2 三檔對應的動力傳動系扭振當量模型示意圖

表1 三檔下各扭振元件等效轉動慣量及扭轉剛度

2 傳動系統扭振模態計算及試驗驗證

基于上述扭振當量模型，進行自由振動計算，可以獲得該車傳動系統各檔位下的扭振模態，如表2所示。

表2 傳動系扭振模態

系統1、2階固有頻率比較低，容易誘發車輛的顫振；系統4、5階模態頻率對應的發動機2階轉速大約為1 200 r/min和1 500 r/min，在常用轉速范圍內，容易誘發傳動系統如圖1所示的共振現象，造成車內轟鳴聲。

為驗證傳動系扭振當量模型及其算法的有效性，針對該前置后驅車傳動系進行了扭振測試。扭振試驗在整車轉鼓上進行，采用磁電式傳感器，分別測量飛輪啟動齒圈、變速器輸入軸齒輪、傳動軸輸入端和主減速器輸入端的扭振角速度隨發動機轉速的變化，并記錄該車2、3、4、5檔全油門加速時2階扭振角速度峰值的頻率，與模態計算分析結果進行對比。如表3所示。

表3 傳動系模態計算與測試結果對比

從表3的對比結果可以看出，各檔位下傳動系模態計算分析結果與測試分析結果（第4階與第5階扭振模態）相對誤差較小，最大不超過5%。因此，本文所建立的傳動系扭振當量計算模型較為準確，其計算結果與車輛實際情況基本一致，可用于該車傳動系扭振模態影響因素的分析。

3 傳動系統扭振模態影響因素分析

3.1 部件扭轉剛度對扭振模態的靈敏度分析

扭轉剛度是影響系統扭振模態的重要參數。基于上述傳動系當量模型，通過計算分析可以獲得各部件扭轉剛度對敏感頻段內傳動系模態的靈敏度。如圖3所示為曲軸、離合器、傳動軸、半軸及輪胎扭轉剛度對系統3、4、5階扭振模態的影響分析結果。

圖3 各部件扭轉剛度對傳動系扭振模態影響

從圖中可以看出，輪胎的扭轉剛度變化對動力傳動系第3階扭振模態頻率影響最為明顯，其次是離合器的扭轉剛度。隨著輪胎扭轉剛度增大，系統第3階扭振模態頻率迅速上升。半軸及輪胎的扭轉剛度變化對動力傳動系第4階扭振模態頻率影響較大，隨著輪胎或半軸的扭轉剛度增大，第4階扭振模態頻率迅速上升。動力傳動系第5階扭振模態頻率對半軸扭轉剛度變化最為敏感，當半軸扭轉剛度增大時，第5階扭振模態頻率上升明顯。因此，系統第3階扭振模態可以通過改變輪胎扭轉剛度來調諧；第4階扭振模態可以使用半軸或輪胎的扭轉剛度調諧；第5階扭振模態的調諧參數為半軸的扭轉剛度。

3.2 部件轉動慣量對扭振模態的靈敏度分析

與扭轉剛度一樣，部件的轉動慣量也對傳動系扭振模態有著至關重要的影響。如圖4所示為飛輪、離合器壓盤、離合器從動盤、傳動軸及輪胎的轉動慣量對系統3、4、5階扭振模態的靈敏度分析結果。

圖4 各部件轉動慣量對傳動系扭振模態影響

從圖中可以看出，輪胎的轉動慣量變化對動力傳動系第3階扭振模態頻率影響最為明顯，隨著輪胎或傳動軸的轉動慣量增大，第3階扭振模態頻率降低。輪胎的轉動慣量變化對動力傳動系第4階扭振模態頻率影響也最為顯著，其他部件轉動慣量對第4階扭振模態頻率影響甚微。動力傳動系第5階扭振模態頻率對傳動軸轉動慣量變化最為敏感，其次為輪胎轉動慣量，當傳動軸轉動慣量增大時，第5階扭振模態頻率明顯降低。因此，系統第3階扭振模態可以通過改變輪胎轉動慣量來調諧，第4階扭振模態可以使用輪胎的轉動慣量調諧，第5階扭振模態的調諧參數為傳動軸轉動慣量。

4 結語

（1）建立了某前置后驅車動力傳動系的扭振當量模型，通過自由振動計算分析，獲得了該車傳動系的扭振模態，與試驗測試結果對比，驗證了模型的正確性，原一欄改二欄，修改中以下兩行無法去除確性；

（2）基于傳動系扭振當量模型，分析了各部件扭轉剛度及轉動慣量對系統模型的靈敏度。系統第3階剛度及轉動慣量對系統模型的靈敏度。系統第3階剛度及轉動慣量對系統模型的靈敏度。系統第3階扭振模態可以通過改變輪胎扭轉剛度或者轉動慣量來調諧，第4階扭振模態可以使用半軸的扭轉剛度、輪胎的扭轉剛度或轉動慣量調諧，第5階扭振模態的調諧參數為半軸扭轉剛度和傳動軸轉動慣量。

[1]Thomas Wellmann and Kiran Govindswamy.Aspects of driveline integration for optimized Vehicle NVH characteristics[J].SAE,2007-01-2246.

[2]Sung Hwan Shin,Jeong Guon Ih,Takeo Hashimoto,et al. Sound quality evaluation of the booming sensation for passenger cars[J].AppliedAcoustics,2009,70:309-320.

[3]趙騫，鄧江華，王海洋.傳動系部件扭轉剛度對后驅傳動系扭振模態的影響[J].噪聲與振動控制，2011，31(5)：49-52.

[4]夏元烽，李宏成，唐禹，等.后驅車傳動系統扭轉與彎曲振動的NVH性能[J].噪聲與振動控制，2011，31(5)：75-79.

[5]章春軍.汽車傳動系統扭轉振動研究與實驗[D].成都：西南交通大學，2011.

Analysis of Influencing Factors on the Drivetrain Torsional Vibration Modals for an FR Car

KANG Qiang,WU Yu-dong,DENG Jiang-hua,HE Sen-dong
(1.SAIC-GM-WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China;2.School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 3.ChinaAutomotive Technology and Research Center,Tianjin 300162,China)

A theoretical torsional vibration model for the drivetrain of a front-engine-and-rear-wheel-drive(FR)car was built.Torsional vibration modal frequencies were calculated by free vibration analysis and validated by comparing the results with those of torsional vibration test of the car.Based on this model,the sensitivity of the torsional stiffness and moment of inertia of different components to the drivetrain modal frequencies was analyzed.It is shown that the 3rd order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheels;the 4th order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness or moment of inertia of the wheel or the torsional stiffness of the half shaft;the 5th order modal frequency can be tuned by adjusting the torsional stiffness of the half shaft or the moment of inertia of the driving shaft.

vibration and wave;torsional vibration;drivetrain;front engine and rear wheel drive(FR)

TB53；U46

：A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.029

1006-1355(2015)01-0141-04

2014－06－20

康強（1986－），男，江西樂安人，博士，主要研究方向：汽車噪聲與振動控制。E-mail:Kangqiangok@Hotmail.com