基于半軸扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)校的新型微客轟鳴聲治理

吳昱東，李人憲，丁渭平，康　強，楊明亮，向　偉

（1.西南交通大學(xué) 機械工程學(xué)院，成都 610031；2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

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基于半軸扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)校的新型微客轟鳴聲治理

吳昱東1,2，李人憲1，丁渭平1，康強3，楊明亮1，向偉1

（1.西南交通大學(xué) 機械工程學(xué)院，成都 610031；2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

摘要：針對傳動系扭振引致的新型微型客車內(nèi)轟鳴聲問題，以某型國產(chǎn)前置后驅(qū)新型微型客車為研究對象，建立傳動系扭振理論分析模型，獲取微車傳動系扭振特性。運用傳動系扭振測試分析結(jié)果對理論分析模型的有效性進(jìn)行驗證，并在此基礎(chǔ)上開展關(guān)鍵部件扭轉(zhuǎn)剛度對微車傳動系扭振模態(tài)的影響規(guī)律研究，充分挖掘傳動系部件參數(shù)設(shè)計上的抗扭振潛力。提出通過調(diào)校驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度實現(xiàn)微車傳動系扭振問題治理的方法，并設(shè)計針對性實驗對該方法進(jìn)行驗證。結(jié)果表明：適當(dāng)降低驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度，可以有效減小微車傳動系扭振，進(jìn)而降低車內(nèi)轟鳴聲，提升車內(nèi)聲振舒適性。

關(guān)鍵詞：聲學(xué)；驅(qū)動半軸；扭轉(zhuǎn)剛度；扭振；新型微客；轟鳴聲

2013年以來，國內(nèi)傳統(tǒng)微車市場開始持續(xù)走低，而新型微客（又稱低端經(jīng)濟(jì)型MPV）卻逆勢上揚，憑借其小排量、低成本、多功能的顯著特點，不僅沒有受到傳統(tǒng)微車銷量下降的直接影響，還呈現(xiàn)出了銷售異常火爆的局面，已逐漸成為微車產(chǎn)業(yè)的支柱[1,2]。隨著微車由載貨型向載客型及多功能型車的快速發(fā)展，人們對新型微客的性能要求也全面提高，尤其是對與乘員有直接影響的車內(nèi)聲振舒適性更是日漸苛刻，因此新型微客在該方面的不足與缺陷也逐漸暴露，傳動系扭轉(zhuǎn)振動引致的車內(nèi)低頻轟鳴聲便是新型微客目前最為顯著的問題之一。

早期，在汽車傳動系扭振問題研究過程中，已形成一些較為有效的治理方法。在國外，雙質(zhì)量飛輪（DMF）被廣泛地應(yīng)用于排量1.6 L以上的柴油車上，通過將振動源（發(fā)動機）與傳動系隔離的方式，降低汽車傳動系的扭振響應(yīng)。盡管雙質(zhì)量飛輪具有優(yōu)良的減振性能，但目前國內(nèi)汽車所裝配的雙質(zhì)量飛輪產(chǎn)品幾乎全部依靠國外進(jìn)口，使用成本較高，對于以低廉價格為重要優(yōu)勢的微車來說，安裝雙質(zhì)量飛輪是十分困難的[3]。國內(nèi)微車廠商通常使用一些成本相對較低措施來進(jìn)行汽車傳動系扭振治理，主要包括：在發(fā)動機自由端安裝扭轉(zhuǎn)減振器（TVD）以減小發(fā)動機扭轉(zhuǎn)振動激勵；在傳動軸適當(dāng)位置安裝TVD以直接抑制傳動系扭轉(zhuǎn)振動；在后橋橋殼處安裝動力吸振器（Damper）以阻止傳動系扭振激發(fā)后橋振動并傳遞至車身。然而在使用這類減振措施時，一方面，由于TVD、Damper中橡膠元件的耐久性不足，彈性特性不易保持，長時間使用后，橡膠元件彈性特性會發(fā)生變化，抗扭振效果也會隨之大大降低，甚至?xí)饌鲃酉诞愴懙绕渌肼晢栴}；另一方面，減振裝置會增加傳動系的總體質(zhì)量，與目前汽車輕量化、經(jīng)濟(jì)化的大趨勢背道而馳，這是微車廠商與用戶都極不愿意接受的[4~6]。因此需要在深入分析新型微客傳動系扭振特性的基礎(chǔ)上，充分挖掘傳動系結(jié)構(gòu)設(shè)計的抗轟鳴聲潛力，在避免成本增加、經(jīng)濟(jì)性下降的情況下，尋求實現(xiàn)微車傳動系扭振治理的有效方法，進(jìn)而提升新型微客車內(nèi)聲振舒適性。

1　問題描述

國產(chǎn)微客的動力傳動系布置形式多為前置后驅(qū)，主要由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件共同組成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，在車輛行駛過程中，發(fā)動機輸出扭矩波動、傳動部件運動的沖擊、行駛阻力的作用等，會使動力傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動響應(yīng)，甚至激發(fā)傳動系的扭轉(zhuǎn)共振，強烈的扭轉(zhuǎn)振動會引起汽車后橋發(fā)生劇烈的俯仰或側(cè)傾，進(jìn)而導(dǎo)致懸架安裝點處產(chǎn)生很大的動態(tài)力，根據(jù)懸架形式的不同，這些力通過副車架或者直接作用到車身，激發(fā)車內(nèi)振動與噪聲[7–9]。

如圖1所示，在3、4、5檔全油門加速工況下，對某國產(chǎn)前置后驅(qū)新型微客車內(nèi)噪聲進(jìn)行測試，從圖2中原車狀態(tài)測試結(jié)果可以看出，在發(fā)動機處于低轉(zhuǎn)速（低于2 000 r/min）范圍內(nèi)時，車內(nèi)噪聲較大，尤其是發(fā)動機轉(zhuǎn)速位于1 100 r/min及1 500 r/min附近時，車內(nèi)噪聲聲壓級存在明顯峰值，乘員主觀感受到強烈的壓迫耳膜的轟鳴聲。如圖3所示在4檔全油門加速工況下，對微車傳動系主減速器輸入端進(jìn)行扭振測試，由原車狀態(tài)測試分析結(jié)果（如圖4所示）可以看出，傳動系在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)扭振幅值較大，同樣也在1 100 r/min及1 500 r/min附近存在扭振峰值。另一方面，當(dāng)在該車主減速輸入軸處安裝TVD后，從圖4可以看出，該新型微客動力傳動系在低轉(zhuǎn)速區(qū)間得到了有效降低，車內(nèi)噪聲也隨之減小（由圖2可知）。可見，發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時傳動系的扭振是引起該車加速過程中車內(nèi)轟鳴聲的根源所在，減小傳動系扭振響應(yīng)，是治理微車車內(nèi)低速轟鳴聲的有效途徑。

圖1　新型微客車內(nèi)噪聲測試

圖2　加速工況車內(nèi)噪聲測試分析結(jié)果

圖3　新型微客傳動系扭振測試

圖4　傳動系扭振測試分析結(jié)果

2　傳動系扭振特性分析

2.1傳動系扭振理論分析模型建立

傳動系扭振治理，首先要深入分析其扭振特性。目前這方面的研究多采用多自由度集中質(zhì)量模型，即根據(jù)簡化前后系統(tǒng)的動能和勢能保持不變的原則，將傳動系統(tǒng)簡化為由無彈性的慣性盤和無質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量模型[10]，建立相應(yīng)的力學(xué)和數(shù)學(xué)模型進(jìn)行求解，其動力學(xué)方程為式中[I]為轉(zhuǎn)動慣量矩陣，由傳動系當(dāng)量模型中慣性盤的轉(zhuǎn)動慣量構(gòu)成；[C]為扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣，主要包括發(fā)動機、離合器及輪胎阻尼；[K]為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣，由傳動系當(dāng)量模型中彈性軸的扭轉(zhuǎn)剛度構(gòu)成；[M]為激勵力矩矩陣。

對于扭轉(zhuǎn)振動的研究，一般包含兩個部分，一是自由振動分析計算，二是強迫振動分析計算。自由振動分析計算，即方程右邊干擾力矩矩陣為{0}，主要目的是確定系統(tǒng)本身的固有頻率和振型；強迫扭振則是計算軸系在干擾力矩作用下的扭轉(zhuǎn)振動幅值。當(dāng)外界干擾力矩的頻率等于或接近系統(tǒng)固有頻率，且干擾力矩與扭振角位移相位相同時，便發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，干擾力矩向系統(tǒng)輸入能量最大。

圖5所示為新型微客動力傳動系扭振當(dāng)量模型示意圖，表1為傳動系扭振當(dāng)量模型中包含的傳動系部件及其相關(guān)參數(shù)。

圖 5傳動系扭振當(dāng)量模型

表1　各扭振元件當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量及扭轉(zhuǎn)剛度（3檔）

2.2模型驗證對扭振當(dāng)量模型進(jìn)行自由振動計算，可以獲得該車傳動系統(tǒng)各檔位下的扭振模態(tài)，見表2。可以看出，傳動系第4階和第5階扭振模態(tài)頻率對應(yīng)的發(fā)動機（4缸汽油機）2階共振轉(zhuǎn)速大約為1 100 r/min和1 500 r/min，在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，容易誘發(fā)傳動系統(tǒng)強烈扭振響應(yīng)，傳遞至車身，造成車內(nèi)轟鳴聲。

表2　傳動系扭振模態(tài)

為驗證傳動系扭振當(dāng)量模型及其算法的有效性，針對該微車傳動系進(jìn)行了扭振測試。扭振實驗在整車轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行，采用磁電式傳感器，測量微車傳動系主減速器輸入端的扭振角速度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化，并記錄該車1、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(tài)計算分析結(jié)果進(jìn)行對比，見表3。各檔位下傳動系模態(tài)計算分析結(jié)果與測試分析結(jié)果（第4階與第5階扭振模態(tài)）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(dāng)量計算模型較為準(zhǔn)確，其計算結(jié)果與車輛實際情況基本一致，可用于該車傳動系扭振模態(tài)影響因素的分析。

表3　傳動系扭振模態(tài)計算與測試結(jié)果對比

2.3關(guān)鍵參數(shù)對動力傳動系扭振模態(tài)靈敏度分析

扭轉(zhuǎn)剛度是影響傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)的重要參數(shù)。基于上述傳動系當(dāng)量模型，通過計算分析可以獲得在各部件扭轉(zhuǎn)剛度對敏感頻段內(nèi)傳動系模態(tài)的影響靈敏度。如圖6及圖7所示為曲軸、離合器、傳動軸、半軸及輪胎扭轉(zhuǎn)剛度分別對傳動系統(tǒng)4、5階扭振模態(tài)的影響分析結(jié)果。半軸及輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度變化對動力傳動系第4階扭振模態(tài)頻率影響較大，隨著輪胎或半軸的扭轉(zhuǎn)剛度增大，第4階扭振模態(tài)頻率迅速增大；動力傳動系第5階扭振模態(tài)頻率對半軸扭轉(zhuǎn)剛度變化最為敏感，當(dāng)半軸扭轉(zhuǎn)剛度增大時，第5階扭振模態(tài)頻率上升明顯。由此可見，驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度是調(diào)諧微車傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)的關(guān)鍵參數(shù)，驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計整改能夠?qū)φ噦鲃酉蹬ふ裉匦援a(chǎn)生重要影響，可能成為微車傳動系扭振問題治理的突破口。由于輪胎的扭轉(zhuǎn)剛度涉及到汽車行駛穩(wěn)定性、安全性等多方面因素，設(shè)計工作十分復(fù)雜，且輪胎扭轉(zhuǎn)剛度對傳動系第5階扭振模態(tài)影響較小，此處暫不考慮。

3　驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度整改設(shè)計

圖6　第4階扭振模態(tài)頻率變化曲線

圖7　第5階扭振模態(tài)頻率變化曲線

驅(qū)動半軸整改設(shè)計前，首先需要確定驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計范圍。半軸扭轉(zhuǎn)剛度主要取決于其軸徑，該微車驅(qū)動半軸的原始軸徑為31 mm，驅(qū)動半軸的軸徑設(shè)計需要考慮軸承安裝、后橋橋殼空間布置的幾何限制以及半軸所需承受的強度條件，通過計算得到該車驅(qū)動半軸的最大軸徑可以達(dá)到34.2 mm（軸承安裝的限制），最小軸徑為27.1 mm（強度條件限制）。建立相應(yīng)的有限元模型，進(jìn)行計算分析后獲得驅(qū)動半軸的原始扭轉(zhuǎn)剛度為1 1826.5 Nm/ rad，最小扭轉(zhuǎn)剛度為8 094.3 Nm/rad，最大扭轉(zhuǎn)剛度為15 177.8 Nm/rad。將驅(qū)動半軸最小及最大扭轉(zhuǎn)剛度分別代入微車傳動系扭振當(dāng)量計算模型中，進(jìn)行扭振自由振動和強迫振動計算，得到安裝不同驅(qū)動半軸時微車傳動系的扭振特性，見圖8及表4。

圖8　傳動系扭振響應(yīng)計算分析結(jié)果

表4所示為安裝原裝半軸、最小扭轉(zhuǎn)剛度半軸及最大扭轉(zhuǎn)剛度半軸時，微車傳動系的扭振模態(tài)頻率。可以看出，與原裝半軸相比，安裝最小扭轉(zhuǎn)剛度半軸時，傳動系第4階與第5階扭振模態(tài)頻率都有所減小，當(dāng)變速器位于4檔，傳動系第4階扭振模態(tài)由36.9 Hz降低至34.6 Hz，第5階扭振模態(tài)由53.8 Hz減小至49.4 Hz；而安裝最大扭轉(zhuǎn)剛度半軸時，傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)頻率則向高頻偏移。

圖8為安裝不同扭轉(zhuǎn)剛度驅(qū)動半軸時，微車傳動系輸入端的扭振響應(yīng)計算結(jié)果。由圖8可知，隨著半軸扭轉(zhuǎn)剛度減小至最小設(shè)計值時，微車傳動系扭振響應(yīng)整體都有所降低，尤其是在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速區(qū)間，另外，傳動系扭振峰值也向低頻偏移；半軸扭轉(zhuǎn)剛度增加至最大設(shè)計值，傳動系扭振響應(yīng)峰值向高頻偏移，總體扭振幅值增大。由此可見，使用較低扭轉(zhuǎn)剛度的驅(qū)動半軸，可以有效降低微車傳動系扭轉(zhuǎn)振動。

表4　傳動系扭振模態(tài)頻率 (安裝不同扭轉(zhuǎn)剛度半軸)

4　驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)校降噪效果驗證

為驗證半軸扭轉(zhuǎn)剛度降低在實車減振降噪應(yīng)用中的效果，試制了減小軸徑的驅(qū)動半軸，如圖9所示，其扭轉(zhuǎn)剛度為8 094.3 Nm/rad，裝車進(jìn)行傳動系扭振測試及車內(nèi)噪聲測試，并將測試結(jié)果與原車狀態(tài)、及安裝TVD狀態(tài)進(jìn)行對比。從圖10可以看出，安裝低扭轉(zhuǎn)剛度的驅(qū)動半軸后，在全油門加速過程中，與微車原始狀態(tài)相比，動力傳動系扭振減小，尤其在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速區(qū)間，扭振幅值減低明顯；從圖11也可以看出，安裝低扭轉(zhuǎn)剛度半軸后，車內(nèi)噪聲減小，特別是在發(fā)動機低速區(qū)間，噪聲聲壓級降低明顯，車內(nèi)主觀聲振舒適性也有顯著改善。另一方面，從圖10及圖11還可以看出，低扭轉(zhuǎn)剛度驅(qū)動半軸在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速區(qū)間能夠達(dá)到與TVD相近的減振降噪效果，在發(fā)動機高轉(zhuǎn)速時，更是避免了安裝TVD帶來的傳動系動不平衡量增大、車內(nèi)噪聲升高的問題。由此可見，合理地設(shè)計驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度，可以達(dá)到有效減小微車傳動系扭振、降低車內(nèi)轟鳴聲、提升車內(nèi)聲振舒適性的效果。

圖9　驅(qū)動半軸試驗樣件

圖10　傳動系扭振測試結(jié)果對比

圖11　車內(nèi)噪聲測試結(jié)果對比

5結(jié)　語

（1）建立了某型國產(chǎn)前置后驅(qū)新型微客傳動系的扭振當(dāng)量分析模型，并基于測試及計算結(jié)果，深入分析了新型微客傳動系的扭振特性。新型微客傳動系在低頻區(qū)間存在扭振模態(tài)，在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時易被激發(fā)，產(chǎn)生強烈的扭轉(zhuǎn)振動響應(yīng)，傳遞至車身引致車內(nèi)轟鳴聲問題；

（2）研究了關(guān)鍵部件扭轉(zhuǎn)剛度對新型微客傳動系扭振模態(tài)的影響規(guī)律，充分挖掘了傳動系部件參數(shù)設(shè)計上的抗扭振潛力，發(fā)現(xiàn)驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度是調(diào)諧微車傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)頻率的關(guān)鍵參數(shù)；

（3）提出了通過調(diào)校驅(qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度降低新型微客傳動系扭振的方法，并設(shè)計針對性試驗對該方法進(jìn)行驗證，結(jié)果表明適當(dāng)?shù)亟档万?qū)動半軸扭轉(zhuǎn)剛度，可以達(dá)到有效減小微車傳動系扭振、降低車內(nèi)轟鳴聲、提升車內(nèi)聲振舒適性的效果。

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Email：dwpc@263.net

中圖分類號：TU112；TH132

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.015

文章編號：1006-1355(2016)01-0070-05+78

收稿日期：2015-07-09

基金項目：高等學(xué)校博士學(xué)科點專項科研基金資助項目（20100184110002）；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費專項資金資助（SWJTU12CX036）

作者簡介：吳昱東(1989-)，男，南京市人，博士生，主要研究方向為汽車噪聲、振動與舒適性方面研究。E-mail:swjtuwyd@gmail.com

通訊作者：丁渭平(1968-)，男，教授。

Interior Booming Noise Reduction in New Minivans Based on Axle-shaft Torsional Stiffness Modification

WU Yu-dong1,2,LI Ren-xian1,DING Wei-ping1, KANGQiang3,YANG Ming-liang1,XIANGWei1

（1.School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001; 3.SAIC-GM WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China）

Abstract:The interior booming noise of new minivans caused by drivetrain torsional vibration was studied.The model of a typical FR minivan made in China was built for lumped-parameter torsional vibration analysis of the drivetrain.The model was validated by a drivetrain torsional vibration test.Then,the characteristics and the stiffness sensitivities of the minivan drivetrain torsional vibration were analyzed based on the validated model.The axle-shaft torsional stiffness was found to be the most sensitive parameter to the minivan drivetrain torsional vibration.An approach to reduce the drivetrain torsional vibration by modifying the axle-shaft torsional stiffness was proposed and the validation experiment was conducted.The results show that the well-designed torsional stiffness of the axle-shaft can effectively reduce the drivetrain torsional vibration and the interior booming noise so that the acoustic comfort of the new minivans is improved.

Key words:acoustics;axle-shaft;torsional stiffness;torsional vibration;new minivan;booming noise