汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振ODS測試分析與應(yīng)用

李小亮

（1.江鈴汽車股份有限公司；2.江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江西 南昌 330001）

汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振ODS測試分析與應(yīng)用

李小亮1,2

（1.江鈴汽車股份有限公司；2.江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江西 南昌 330001）

完成某匹配直列四缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)、手動(dòng)變速箱皮卡車的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振工作變形測試，確定其第2階扭振峰值頻率與振型；建立該車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振仿真模型，分析得到與實(shí)測相同工況的動(dòng)力傳動(dòng)系第2階扭振模態(tài)；對(duì)標(biāo)仿真分析與實(shí)際測試的第2階扭振峰值頻率與振型，結(jié)果顯示良好。基于扭振ODS分析確定的頻率與振型，說明仿真模型與分析結(jié)果可信，后續(xù)可擴(kuò)展應(yīng)用該類仿真模型，為全面預(yù)測、分析優(yōu)化汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振引起的NVH問題，提供一種快速、有效的方法。

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)；扭振；工作變形分析；仿真模型

CLC NO.:U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-114-04

前言

汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振是影響其NVH性能的重要因素之一。工程上通過汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振分析，明確扭振NVH問題的主要影響部件，合理設(shè)計(jì)、匹配其相關(guān)參數(shù)，調(diào)整傳動(dòng)系扭振固有頻率，避免扭轉(zhuǎn)共振產(chǎn)生，可有效提升汽車NVH性能。

本文基于振動(dòng)工作變型（Operational Deflection Shapes, ODS）理論，通過對(duì)某匹配直列四缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)、手動(dòng)變速箱皮卡車的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振ODS測試與分析，確定其扭振頻率與振型；建立該車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振仿真模型，分析得到扭振頻率與振型，并與實(shí)測分析結(jié)果對(duì)標(biāo)。

因動(dòng)力傳動(dòng)系扭振測試方法與結(jié)果分析的局限性，提出基于汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振仿真模型與扭振ODS測試的良好對(duì)標(biāo)結(jié)果，拓展應(yīng)用扭振仿真模型，為全面分析與優(yōu)化涉及汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振的NVH問題，提供一種快速、有效的分析方法。

1 振動(dòng)工作變形分析基本理論

振動(dòng)ODS是指被測結(jié)構(gòu)在某一特定頻率、特定轉(zhuǎn)速或特定時(shí)間的實(shí)際工作變形，描述的是被測結(jié)構(gòu)在實(shí)際工作激勵(lì)下的受迫振動(dòng)變形，可以以位移、速度、加速度、或角位移、角速度、角加速度度量。是理解和評(píng)估振動(dòng)機(jī)構(gòu)的絕對(duì)動(dòng)力學(xué)行為，可快速識(shí)別其在運(yùn)行狀態(tài)下的振動(dòng)特性。

作為一種試驗(yàn)分析技術(shù)，振動(dòng)ODS分析是隨著機(jī)械結(jié)構(gòu)模態(tài)分析與故障診斷技術(shù)而逐漸發(fā)展起來的。傳統(tǒng)的試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析通過在人為施加激勵(lì)力下，一般從所測得傳遞函數(shù)與時(shí)域響應(yīng)信息中識(shí)別振動(dòng)系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，進(jìn)而評(píng)估其動(dòng)態(tài)特性。但對(duì)于很多振動(dòng)系統(tǒng)，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，人為施加激勵(lì)力非常困難或根本無法實(shí)現(xiàn)，導(dǎo)致試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析方法受到一定限制。而振動(dòng)ODS分析方法可有效彌補(bǔ)此類不足，用于對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)分析。

實(shí)際機(jī)械結(jié)構(gòu)系統(tǒng)受到動(dòng)力載荷作用時(shí)，由表示其運(yùn)動(dòng)規(guī)律的多自由度系統(tǒng)微分方程計(jì)算得到頻響函數(shù)矩陣[H(s)]為：

式（2）描述了機(jī)械系統(tǒng)的固有特性，式中分母為結(jié)構(gòu)第k階模態(tài)的動(dòng)態(tài)參數(shù)，分子為對(duì)應(yīng)于極點(diǎn)pr和pr*的留數(shù)，它表示結(jié)構(gòu)第k階模態(tài)的變形規(guī)律。結(jié)構(gòu)受外力F(k)作用下的響應(yīng)x(k)，即ODS值：

工程實(shí)際中通常使用傳導(dǎo)函數(shù)作為測量ODS值，將機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)條件下結(jié)構(gòu)上兩個(gè)測量點(diǎn)的響應(yīng)之比定義傳導(dǎo)函數(shù)，表達(dá)式如下：

其中，Tij(ω)為相對(duì)ODS值，Xi(ω)為測點(diǎn)i處的響應(yīng)值，Xj(ω)為參考j處的響應(yīng)值。因每一個(gè)測點(diǎn)的傳導(dǎo)函數(shù)均以同一點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)為參考，則結(jié)構(gòu)上各點(diǎn)的相對(duì)位置即可確定，由此可得到結(jié)構(gòu)在運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下的振型。

振動(dòng)ODS分析與模態(tài)分析所反映的結(jié)構(gòu)振型十分接近，但振動(dòng)ODS分析結(jié)果所反映的是結(jié)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)工況下的振動(dòng)變形，只反映相對(duì)參考點(diǎn)的振動(dòng)幅值大小和相位變化，不代表絕對(duì)意義的幅值大小，不是結(jié)構(gòu)的固有屬性。但通常振動(dòng)ODS分析可以預(yù)測模態(tài)分析的結(jié)果。

2 傳動(dòng)系扭振ODS測試與仿真分析

2.1 扭振ODS測試

依據(jù)該車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)，確定扭振ODS測試的關(guān)鍵轉(zhuǎn)速測點(diǎn)依次位置為：發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸前端、發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端、變速箱輸入軸處、傳動(dòng)軸前端（第一萬向節(jié)后）、傳動(dòng)軸后端法蘭面（后橋輸入端）、及左（右）后輪輞。具體測點(diǎn)位置與轉(zhuǎn)速傳感器布置方式見下圖1。

圖1 動(dòng)力傳動(dòng)系轉(zhuǎn)速關(guān)鍵測點(diǎn)

其中發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸前端皮帶輪內(nèi)圈通過專用工裝安裝編碼器；變速箱輸入軸處為磁電式轉(zhuǎn)速傳感器；其余測點(diǎn)位置處安裝光電式轉(zhuǎn)速傳感器。

將所有測點(diǎn)信號(hào)調(diào)試正常后，完成第2/3/4/5擋全油門加速工況的測試。實(shí)際測試過程中若因傳感器或數(shù)據(jù)采集器通道數(shù)量不夠，或者個(gè)別測點(diǎn)信號(hào)不正常，通過移動(dòng)轉(zhuǎn)速傳感器分批次完成測試，但須保證同樣工況下有固定的轉(zhuǎn)速測點(diǎn)與傳動(dòng)系處某一振動(dòng)響應(yīng)測點(diǎn)為參考。

2.2 仿真分析模型

基于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)力學(xué)模型、常用集中質(zhì)量法當(dāng)量等效原則確定的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的慣量與剛度參數(shù)，使用AMESim軟件，依次建立包括發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速箱、傳動(dòng)軸、后橋、半軸、輪胎及車架車身的整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振分析模型，具體模型如下圖2所示。

圖2 整車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振分析模型

通過該仿真模型，可以計(jì)算獲得動(dòng)力傳動(dòng)系各擋的扭振模態(tài)參數(shù)，即扭振頻率、阻尼和振型。

2.3 分析結(jié)果對(duì)比

因仿真分析模型中包括11個(gè)剛度與12個(gè)慣量子模型，計(jì)算得到同一擋位下有11階扭轉(zhuǎn)模態(tài)，即各擋有11階扭振頻率。其中第2階扭振頻率對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在可測量轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，故對(duì)比分析仿真計(jì)算與實(shí)際測試的第2階扭振頻率與振型。

2.3.1 扭振頻率

所測的某擋位全油門加速工況下，動(dòng)力傳動(dòng)系各關(guān)鍵測點(diǎn)第2階扭振振幅峰值大小不同，扭振頻率峰值對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速稍有偏差。經(jīng)綜合分析確認(rèn)所測各擋傳動(dòng)系第2階扭振頻率，以及與仿真分析的結(jié)果對(duì)比如下表1。

表1 動(dòng)力傳動(dòng)系第2階扭振頻率（單位：Hz）對(duì)比

表中數(shù)據(jù)顯示：仿真分析與實(shí)際測試的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第2階扭振頻率值相差較小，仿真分析的頻率值相比實(shí)際測試，相對(duì)偏差基本均在±5%以內(nèi)。

2.3.2 扭振振型

對(duì)所測相同工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、變速箱輸入軸、傳動(dòng)軸前端及傳動(dòng)軸后端法蘭面處的轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)整理分析，得到其第2階主激勵(lì)的扭振頻率峰值與相位參數(shù)，繪出對(duì)應(yīng)峰值頻率的扭振振型。

CAE仿真分析同樣可得到相應(yīng)工況與測點(diǎn)的扭振振型。

因?qū)崪y或仿真分析得到各擋第2階扭振振型一致，僅各測點(diǎn)峰值大小不同，故僅取第3擋扭振振型進(jìn)行對(duì)比，如下圖3。

圖3 動(dòng)力傳動(dòng)系第2階扭振振型對(duì)比

扭振振型圖對(duì)比顯示兩種振型趨勢一致，即發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端與變速器輸入軸間存在相位反節(jié)點(diǎn)，變速器輸入軸、傳動(dòng)軸前端及后橋輸入軸相位相同，扭振幅值大小不同，其中變速器輸入軸的扭振振幅均相對(duì)最大。因所建仿真模型中發(fā)動(dòng)機(jī)慣量值相對(duì)較大，整車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振自由模態(tài)分析計(jì)算的振動(dòng)幅值相對(duì)最小，與實(shí)際測得的有一定差別。

2.3.3 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振ODS分析

基于振動(dòng)ODS理論，進(jìn)行扭振ODS法分析，得到汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型。因汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)包含有較多的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)機(jī)構(gòu)，且半軸的相對(duì)旋轉(zhuǎn)中心軸方向與傳動(dòng)軸等的不同，通過分析動(dòng)力傳動(dòng)系扭振測試所得的扭振幅值與相位關(guān)系，或者對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系人為施加激勵(lì)力進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，難以得到整個(gè)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)振型。

取發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端轉(zhuǎn)速與后橋鼻頭振動(dòng)信號(hào)為參考，處理分析汽車動(dòng)力傳動(dòng)系各測點(diǎn)轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)，得到各擋第2階頻率對(duì)應(yīng)的扭振ODS振型。因分析得到的各擋振型一致，僅取其中的第3擋振型，具體如下圖4所示。

圖4 扭振ODS振型

ODS振型顯示變速器輸入軸扭轉(zhuǎn)角相對(duì)最大，變速器輸入軸轉(zhuǎn)角相對(duì)飛輪轉(zhuǎn)角有一定的遲滯，呈現(xiàn)出反相位旋轉(zhuǎn)趨勢；變速箱輸入軸、與傳動(dòng)軸前后端同相位旋轉(zhuǎn)，但轉(zhuǎn)角大小不同；左右后輪轉(zhuǎn)角方向相反。改ODS振型，與2.3.2所述的實(shí)測扭振數(shù)據(jù)分析與仿真計(jì)算的振型一致，說明該扭振ODS分析方法與計(jì)算結(jié)果可信。

3 扭振ODS測試分析應(yīng)用

通過完成相應(yīng)的整車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振ODS測試與數(shù)據(jù)處理分析，可直觀對(duì)比出傳動(dòng)系各子系統(tǒng)的扭振振幅的相對(duì)大小、相對(duì)參考點(diǎn)的相位關(guān)系，明確傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致NVH問題的主要影響部件，為快速優(yōu)化解決問題奠定良好基礎(chǔ)。

工程經(jīng)驗(yàn)總結(jié)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)前3階扭振模態(tài)較大影響整車NVH性能，應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注分析，下圖5所示汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振頻率大體范圍與常見NVH現(xiàn)象的關(guān)聯(lián)。

圖5 傳動(dòng)系扭振頻率范圍與主要NVH現(xiàn)象關(guān)聯(lián)

對(duì)于匹配四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的汽車，因其動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第1階、第3階扭振頻率對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不在常用可測的范圍內(nèi)，導(dǎo)致較難測得分析出其對(duì)應(yīng)的扭振頻率與振型。通過建立相應(yīng)的汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振仿真模型，將計(jì)算分析結(jié)果與扭振ODS測試分析結(jié)果對(duì)比，若兩者相同工況下的扭振頻率接近、振型一致，則說明所建分析模型與計(jì)算結(jié)果可信。擴(kuò)展應(yīng)用該仿真模型，可快速計(jì)算分析出汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第1階、第3階扭振模態(tài)，為全面分析汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振NVH問題，或評(píng)估整車開發(fā)項(xiàng)目中同類型結(jié)構(gòu)虛擬樣車的動(dòng)力傳動(dòng)系扭振性能以及優(yōu)化提升汽車NVH性能，提供一種快速、有效的方法。

4 結(jié)語

（1）基于振動(dòng)ODS理論，對(duì)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振ODS測試分析，可有效確定其第2階扭振頻率與振型。

（2）所建立的整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振仿真模型，計(jì)算分析的第2階扭振頻率、振型與扭振ODS測試結(jié)果對(duì)標(biāo)良好，分析模型與計(jì)算結(jié)果可信。

（3）后續(xù)可應(yīng)用扭振仿真模型快速計(jì)算分析出汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的前3階扭振模態(tài)，為全面預(yù)測、分析汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振特性，優(yōu)化提升汽車NVH性能，提供一種快速、有效的方法。

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The ODS Test Analysis and Application of Vehicle Power Train Torsional Vibration

Li Xiaoliang1,2
( 1.Jiang ling Motors Co., LTD, Jiangxi Nanchang 330001; 2. Key Laboratory of automotive noise and vibration of Jiangxi Province, Jiangxi Nanchang 330001 )

The ODS test and analysis of Power train torsional vibration is completed for a RWD pickup truck ,which is assembled with inline four-cylinder diesel engine and manual transmission, the peak frequency and vibration shape of the pickup truck power train 2nd order torsional vibration are determined. The model for pickup truck ‘s power train torsional vibration simulation is developed, then the 2nd order torsional vibration modal is confirmed at the same to real test work condition.The simulation result of the truck power train 2nd order torsional vibration peak frequency and vibration shape is almost the same to the ODS test after comparison analysis, this shows the simulation model and its analysis result are credible. Based on the extensible applications analysis result of vehicle power train torsional vibration simulation model,this providesa fast and effective method to complete the comprehensive predictionanalysis and optimization for NVH issues caused by vehicle power train torsional vibration.

Power train; Torsional vibration; ODS; Simulation model

U467.3

A

1671-7988 (2017)13-114-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.039

李小亮（1985-），男，江西省上饒市鄱陽縣，碩士研究生，NVH工程師，就職于江鈴汽車股份有限公司。