后驅(qū)車型傳動系統(tǒng)高階彎曲模態(tài)試驗方法及優(yōu)化研究

(上海汽車集團股份有限公司商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

動力傳動系統(tǒng)作為傳遞動力的系統(tǒng)，激振力構(gòu)成較為復(fù)雜，承受來自動力系統(tǒng)的周期性激勵、路面激勵和各子系統(tǒng)零件特有的激勵。同時，隨著道路情況的改善，車速越來越高，該趨勢導(dǎo)致傳動系統(tǒng)激勵頻率升高。除此以外，在柴油機上無法消除發(fā)動機半階次及其倍頻激勵，也使得在該類型車上的傳動系統(tǒng)承受著更高頻率的激振力。而對于后驅(qū)車型，由于傳動鏈較長，整體各階彎曲模態(tài)偏低。因此在這種復(fù)雜化和高頻化的激振力環(huán)境下，偏低的后驅(qū)車型的傳動系統(tǒng)高階彎曲模態(tài)更容易被激勵產(chǎn)生共振，從而出現(xiàn)車內(nèi)振動和噪聲問題。因此，對于后驅(qū)車型傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗和優(yōu)化方法進行研究具有現(xiàn)實的工程意義。

國內(nèi)外學(xué)者針對傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)方面的研究已成果頗豐。分別對系統(tǒng)的約束方式和狀態(tài)[1]、激振力大小[2-3]、傳動系統(tǒng)間隙[4]、中間支撐剛度[5]、軸系所承受的扭矩[6]等因素對傳動系統(tǒng)模態(tài)的影響進行了深入研究。從目前研究內(nèi)容來看，動力傳動系統(tǒng)低階彎曲模態(tài)研究較多，頻率主要集中在200 Hz以內(nèi)，對高階彎曲模態(tài)及其影響因素的研究還不夠。

本文首先對影響傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗結(jié)果的因素進行分析，然后根據(jù)模態(tài)試驗結(jié)果和實車驗證試驗鎖定車內(nèi)噪聲的產(chǎn)生原因，最后利用仿真方法對傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)進行優(yōu)化，進而解決該車的車內(nèi)噪聲問題。

1 整車問題簡介

研究對象為1輛前置后驅(qū)車型，傳動系統(tǒng)由發(fā)動機、變速箱、三段式傳動軸和后橋組成。圖1為3檔全油門加速工況車內(nèi)噪聲時頻分析色譜圖。從圖1中可以看出，在頻率240.0 Hz處存在明顯共振帶，且有多個階次在不同轉(zhuǎn)速激起了該模態(tài)共振。圖2為3檔全油門加速工況車內(nèi)噪聲總聲壓級和階次曲線。從圖2中可以看出，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速大于1 800 r/min時，該共振帶成為車內(nèi)噪聲的主要來源，發(fā)動機0.5倍數(shù)階激勵激起該模態(tài)共振產(chǎn)生多個轟鳴噪聲，且幅值高達(dá)81 dB(A)。該車在1～6檔和空檔均不同程度的存在該模態(tài)共振引起的問題。

圖1 車內(nèi)噪聲色譜圖

圖2 車內(nèi)噪聲總聲壓級和階次曲線

2 傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗及影響因素分析

2.1 測點布置和激勵位置

測試車型為某后驅(qū)車型，動力傳動系統(tǒng)包括發(fā)動機、變速箱、三段式傳動軸和后橋。由于與該車在頻率240.0 Hz共振問題特征相吻合的底盤測點為后橋輸入點殼體，因此本模態(tài)試驗包含的零部件為三段式傳動軸和后橋。三段傳動軸各均勻分布3個測點。后橋左右軸管部分各均勻分布3個測點，測點布置在均勻分布的同時，還應(yīng)考慮在后橋懸架連接點等后橋約束邊界位置盡可能布置測點。后橋橋包部分布置3個測點，分別位于后橋輸入點殼體、橋包后蓋上和橋包后蓋下各1個，形成1個能夠更好表達(dá)點頭模態(tài)的三角形。除此以外，在變速箱殼體布置1個點，用于輔助判斷完整模態(tài)振型是否包含未測試的動力總成。后橋模態(tài)測試模型如圖3所示。

圖3 后傳動軸花鍵和后橋測點

模態(tài)激振器主要布置于后橋輸入殼體和變速箱輸出殼體位置。其中，后橋輸入殼體處激振器需在X、Y和Z三個方向均有分力，以保證能激起后橋X向和Z向彎曲及點頭等模態(tài)。變速箱輸出殼體處激振器則主要保證Y向和Z向有足夠激勵，以便充分激勵傳動軸和動力總成彎曲模態(tài)。激振器布置如圖4所示。

圖4 后橋輸入殼體和變速箱輸出殼體激振器

2.2 傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗影響因素分析

影響傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗結(jié)果的因素較多，主要包括兩個方面：模態(tài)試驗與實車運行工況下系統(tǒng)狀態(tài)存在差異，如軸系承受的扭矩[6]、軸系間隙[4]和變速箱檔位等；模態(tài)試驗參數(shù)影響，如激振力大小[2-3]、方向和位置。

模態(tài)試驗中，車輛狀態(tài)應(yīng)盡可能模擬實車運行狀態(tài)。在傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗前，將首先對傳動系統(tǒng)間隙和檔位等影響因素進行研究。

將變速器掛入固定檔位(3檔)，先將車輛舉起，在落地的過程中，在人力推動驅(qū)動輪的同時將車輛放至地面，以消除傳動系統(tǒng)間隙。該方法的缺點是軸系承受的扭矩與實車狀態(tài)不同，但操作方便安全，如需模擬實車扭矩可參考文獻[1]中方法。圖5所示為相同的激勵情況下，消除傳動系統(tǒng)間隙和不消除傳動系統(tǒng)間隙時，傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線。從圖5中可以看出，總體來說傳遞函數(shù)曲線峰值特征和大小差異不大，但部分峰值頻率存在3.0～5.0 Hz的差異。峰值頻率的差異主要是由于傳動系統(tǒng)間隙帶來的非線性和約束邊界差異所致。由結(jié)果可知，如果不消除傳動系統(tǒng)間隙將會對模態(tài)識別結(jié)果造成一定誤差。

圖5 有無傳動系間隙時傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線

消除傳動系統(tǒng)間隙，保持激勵大小和方向不變，將變速器掛入不同檔位，激勵得到傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線，如圖6所示。從圖6中可以看出，不同檔位傳遞函數(shù)曲線峰值頻率存在差異，如190.0 Hz左右峰值頻率差異可達(dá)4.0 Hz。部分峰值頻率在不同檔位甚至可能會消失，該現(xiàn)象應(yīng)該是由于該模態(tài)在部分檔位變得不敏感，或者敏感的激勵位置發(fā)生了明顯變化。因此，如果想要得到預(yù)期的模態(tài)頻率只在實車部分檔位出現(xiàn)問題后，確保模態(tài)試驗時保持跟實車出現(xiàn)問題的檔位相同。

圖6 不同檔位時傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線

2.3 傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)識別結(jié)果分析

將變速器掛入3檔，消除傳動系統(tǒng)間隙后，后橋輸入殼體處激振器調(diào)至Y向，激勵得到傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線，如圖7所示。用最小二乘復(fù)頻域法對模態(tài)頻率和振型進行識別，傳遞函數(shù)曲線三個峰值對應(yīng)的模態(tài)頻率分別為24.5 Hz、161.0 Hz和240.0 Hz，模態(tài)振型分別如圖8、圖9和圖10所示。該車型傳動系統(tǒng)對后橋輸入端Y向激勵較為敏感的模態(tài)分別是傳動軸總成的橫向一階彎曲、三階彎曲和四階彎曲模態(tài)。該激勵方式未能識別出二階彎曲模態(tài)，原因可能為二階彎曲模態(tài)對于該激勵方式不敏感，可嘗試不同的激勵位置，直至找到相應(yīng)振型。但四階彎曲模態(tài)頻率240.0 Hz與所需要解決的車內(nèi)噪聲問題頻率吻合較好，與二階彎曲模態(tài)無關(guān)。因此，二階彎曲模態(tài)未繼續(xù)嘗試不同的激勵方式。

圖7 激勵Y向時傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)總和曲線

圖8 24.5 Hz橫向一階彎曲模態(tài)振型

圖9 161.0 Hz橫向三階彎曲模態(tài)振型

圖10 240.0 Hz橫向四階彎曲模態(tài)振型

3 傳動系彎曲模態(tài)優(yōu)化

3.1 模態(tài)敏感度試驗分析

由傳動系模態(tài)試驗結(jié)果可知，傳動系統(tǒng)存在與車內(nèi)噪聲共振頻率吻合，是以傳動軸振動為主的240.0 Hz橫向四階彎曲模態(tài)。為了進一步確認(rèn)是否為該模態(tài)共振引起車內(nèi)噪聲問題，在后橋輸入端、第三段傳動軸中間、第二段傳動軸中間和第一段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊，對空檔工況實車響應(yīng)和傳動系統(tǒng)模態(tài)進行測試。圖11為傳動軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊后車內(nèi)噪聲總級曲線。表1為傳動軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊后傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)。從試驗結(jié)果可以看出，傳動軸加質(zhì)量后，傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率均有下降，同時車內(nèi)噪聲亦均有下降。由此結(jié)果可以判斷，車內(nèi)噪聲問題的產(chǎn)生確實與傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)共振有關(guān)。第二段和第三段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊時，傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率下降最為明顯，可達(dá)10.0 Hz，同時車內(nèi)噪聲幅值亦下降最明顯，下降量級均可達(dá)到4～9 dB(A)。后橋輸入法蘭加7 kg質(zhì)量塊后，車內(nèi)噪聲改善量相對較少約2～6 dB(A)。第一段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊時，傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率下降最少，車內(nèi)噪聲只在部分轉(zhuǎn)速有明顯改善。綜上所述，該四階彎曲模態(tài)質(zhì)量最敏感的位置位于第二段和第三段傳動軸中間位置，而從工程可實施性方面考慮，后橋輸入端加質(zhì)量塊可調(diào)整傳動系統(tǒng)質(zhì)量分布，以改善該車車內(nèi)噪聲問題。另外，該試驗中，雖然未將傳動系統(tǒng)模態(tài)與激振力頻率避開，但是質(zhì)量塊的增加使得模態(tài)響應(yīng)幅值降低，從而使得車內(nèi)噪聲有明顯改善。這說明在解決此類頻率相對較高的結(jié)構(gòu)模態(tài)問題時，除了考慮模態(tài)分布外，還應(yīng)重視模態(tài)響應(yīng)幅值的降低。

圖11 傳動軸不同位置加7 kg質(zhì)量塊車內(nèi)噪聲總聲壓級

序號措施四階彎曲模態(tài)/Hz1原始狀態(tài)2402第一段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊2383第二段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊2334第三段傳動軸中間加7 kg質(zhì)量塊2305后橋輸入法蘭處加7 kg 質(zhì)量塊236

3.2 仿真分析及優(yōu)化

由試驗分析可知，后橋輸入端適當(dāng)增加質(zhì)量，可改善該問題，但改善量不足，需從優(yōu)化傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)本身來解決該問題。因此針對該車型建立傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)有限元模型，如圖12所示。在與試驗?zāi)B(tài)測試激勵點相同位置施加單位激勵，得到傳動軸頻響曲線，與試驗得到的傳遞函數(shù)曲線對比如圖13所示，仿真得到的模態(tài)頻率和幅值均與試驗基本一致，該模型可用于優(yōu)化得到有效的改進措施。基于該模型，提出前中間支撐后移150 mm和前中間支撐后移150 mm，同時中間軸管徑變大11 mm(由78 mm增加到89 mm)2種改進措施，分別稱為方案1和方案2，其傳遞函數(shù)曲線對比如圖14所示。這兩種措施均可有效提升傳動軸頻率在240.0 Hz的四階彎曲模態(tài)，可明顯降低頻率在240.0 Hz處的響應(yīng)，并消除該頻率處峰值特征。2種方案相比，方案2對傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)頻率提升更多，幅值也下降更多。

圖12 傳動系統(tǒng)有限元模型

圖13 傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)測試和仿真曲線

圖14 優(yōu)化方案傳動系統(tǒng)測點傳遞函數(shù)曲線

3.3 優(yōu)化方案效果驗證

根據(jù)仿真分析結(jié)果，選擇方案2，制作樣件，并實車驗證該優(yōu)化方案效果，優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲總聲壓級曲線，如圖15所示。車內(nèi)噪聲全轉(zhuǎn)速段都有明顯改善，240.0 Hz傳動系統(tǒng)四階彎曲模態(tài)共振引起的峰值處下降最為明顯，最高可達(dá)7 dB(A)，峰值特征基本消除，加速更為線性，品質(zhì)感明顯提升。由結(jié)果可知，優(yōu)化傳動軸支撐點的位置可有效提升傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率，并降低其響應(yīng)，有效解決由其引起的車內(nèi)噪聲問題。

圖15 優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲總級曲線

4 結(jié)論

針對某后驅(qū)柴油車型車內(nèi)噪聲240.0 Hz共振引起的多個轟鳴聲問題，首先對傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗方法和影響因素進行研究，然后分析模態(tài)靈敏度，最后提出優(yōu)化方案并驗證其效果，得出如下結(jié)論：

(1) 在傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)試驗中，傳動系統(tǒng)間隙和變速器檔位對彎曲模態(tài)試驗結(jié)果有明顯影響，應(yīng)盡可能減少其造成的試驗誤差；

(2) 在解決此類頻率相對較高的高階彎曲模態(tài)問題時，除了考慮模態(tài)分布外，還應(yīng)重視模態(tài)響應(yīng)幅值的降低；

(3) 優(yōu)化傳動軸支撐點的位置可有效提升傳動系統(tǒng)彎曲模態(tài)頻率，并降低其響應(yīng)，有效解決由其引起的車內(nèi)噪聲問題。