某多用途貨車傳動系扭振試驗分析與優化

楊樹軍，王懷昭，張明旭，王 鵬，趙 坤，張宇飛

（1.燕山大學 車輛與能源學院，河北 秦皇島066004；2.鄭州日產汽車有限公司，鄭州450046）

前置后驅傳動汽車的動力傳動系是一個復雜的多自由度扭振系統，一般由發動機、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、半軸等組成。在汽車處于驅動工況時，當傳動系的某一固有頻率和發動機激振力矩某諧量的頻率重合，就會出現扭轉共振問題，從而使汽車產生明顯的振動和噪聲，這種由于傳動系的扭振問題導致車內出現轟鳴聲，是整車NVH研究中常見的現象[1]。因此對汽車傳動系扭轉振動的研究及控制有著重大意義[2-3]。

國內外學者對傳動系扭振都有深入研究。呂振華等[4]指出傳動系扭振會導致車內振動噪聲問題產生。劉國政等[5]研究了傳動系扭振和車內轟鳴聲，確定了車內轟鳴聲的產生是由發動機2階激勵引起的傳動系扭振導致的。鄔惠樂等[6]通過創建傳動系扭振模型，對扭振系統進行了自由和強迫振動計算。趙騫、焦嬌、蔡蕓等通過傳動系扭振模型研究后驅傳動系扭振模態時，考慮了傳動系部件關鍵參數的影響[7-9]。Sérgio等[10]對所建立的發動機試驗臺模型進行自由振動和強迫振動分析，發現通過調整傳動系參數的方法，可明顯降低傳動系共振的幅值。Guzzomi 等[11]通過建立傳動系統3 自由度的非線性模型，通過仿真分析得到了傳動系扭振隨離合器扭轉減振器剛度和阻尼參數的變化規律，并結合道路實車試驗驗證了仿真結果。

某多用途貨車在道路上行駛時，在發動機轉速1 200 r/min～1 500 r/min內，車輛傳動系會出現明顯的振動，影響整車NVH 品質，當發動機轉速升高或者降低時，振動會明顯降低。

1 測試方法

本文以某前置后驅的多用途貨車作為測試車，在平直的路面上對其進行實車測試。本試驗通過布置的轉速傳感器將傳動系各測點的轉速波動信號送入LMS Test.lab 數據采集系統，再由計算機進行采集，最后通過計算機內的LMS Test.lab 軟件對采集的轉速信號進行分析和處理，從而獲得各擋位傳動系各測點的角加速度振幅隨發動機轉速變化的關系。

傳感器布置：通過分析測試車傳動系結構特點，在測試車發動機飛輪處、變速箱輸入處、變速箱輸出處、后橋輸入處均安裝轉速傳感器。由測試車的曲軸轉速傳感器采集發動機測點處的轉速波動信號，在變速箱輸入和后橋輸入處安裝磁電式轉速傳感器進行轉速信號采集，在變速箱輸出測點處安裝光電式轉速傳感器進行轉速信號采集。傳感器布置如圖1至圖3。

測試系統組成：本試驗使用的扭振測試系統由扭振測量裝置（測速齒盤、轉速傳感器和數據線）和數據采集裝置（LMS Test.lab數據采集系統，如圖4)兩部分構成。

圖1 變速箱輸入測點

圖2 變速箱輸出測點

圖3 后橋輸入測點

圖4 LMS Test.Lab數據采集系統

測試工況：對試驗車6 個前進擋位分別進行了加速工況的傳動系扭振測試，采集了6 個擋位傳動系各測點的轉速波動信號。

2 階次分析

通過實車測試試驗，獲得測試車在加速工況下，各個擋位傳動系各測點處的振動曲線。圖5和圖6分別為車輛4擋位變速箱輸出測點的瀑布圖與階次切片圖。

圖5 測試車4擋位變速箱輸出map圖

從圖5中可看出，Map 圖中存在明顯的由發動機引起的2階激勵，同時還出現了可見的1階、3階和4階激勵。

圖6 測試車4擋位變速箱輸出測點階次切片圖

從圖6可以看出，對總體振動貢獻最大的是2階振動，1、3 和4 階次振動幅值較低，對整體的振動貢獻很小。

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測試車1～6擋位主要激勵階次如表1。其中在各測點激勵階次中，2階激勵為發動機點火激勵，表中的粗體激勵為各擋位傳動比的1倍頻激勵。發動機輸出和變速器輸入測點，激勵階次為2 階次。在各測點主要激勵階次中，2 階次曲線對總體振動（Overall 曲線）貢獻最大，且2 階次曲線和Overall 曲線在同一轉速下出現了明顯振動峰值，與車內乘客的振動感受相同。由此表明發動機2階激勵導致了測試車出現明顯振動。

表1 測試車各擋位各測點主要激勵階次

3 各擋位扭振特性分析

測試車在6擋位工況，傳動系各測點的2階次曲線如圖7。從圖中可以看出，在1 203 r/min 附近，傳動系各測點均出現大幅振動，隨著轉速的增加振動幅值明顯降低。在共振轉速下，變速箱輸入測點、變速箱輸出測點、后橋輸入測點的振幅共振峰值分別為471 rad/s2、1 066 rad/s2、1 030 rad/s2。

圖7 6擋傳動系各測點的2階次振動曲線圖

其它擋位在共振轉速下的角加速度振幅如表2。測試車在1擋位沒有出現明顯的振動，在2擋位各測點在共振轉速下的振幅較小，在3～4 擋位，各測點在共振轉速下均出現大幅振動，在5～6 擋位，變速箱輸出測點和后橋輸入測點均在共振轉速下出現大幅振動。且在3～6 擋位，隨著擋位的增加，傳動系測點的振幅共振峰值均逐漸降低。在3～6擋位，當擋位一定時，各測點的振動曲線中，變速箱輸出和后橋輸入測點振動幅值最大，即傳動軸和后橋是扭振產生的主要部位。

4 扭振模型的建立

為了達到衰減傳動系扭轉振動的目的，可控制傳動系統部件的轉動慣量和扭轉剛度，以此來調整傳動系統的固有頻率，將共振轉速控制在發動機常用的轉速范圍之外。也可以增大系統阻尼，從而衰減傳動系統的振動。最簡單的衰減扭轉振動的方法是改變離合器扭轉減振器參數。

表2 各擋位角加速度振幅共振峰值/(rad·s-2)

扭轉減振器具有彈簧和阻尼的作用，在壓盤彈簧扭轉剛度變化的同時，還會有摩擦阻尼力矩產生。通過合理設計扭轉減振器參數，可有效衰減發動機的振動能量，從而降低傳動系扭振幅值，降低共振載荷和噪聲。試驗車采用的離合器具有三級扭轉剛度，其中怠速級彈簧的扭轉剛度用于怠速工況；主減振器為第二級減振器，用于車輛正常行駛工況；第三級減振器用于車輛載荷急劇變化階段或急加速工況。

本文簡化測試車傳動系為12 個集中質量的扭轉振動系統，在AMESim里搭建了傳動系扭振模型，通過仿真分析，對扭轉減振器主減振級扭轉剛度和阻尼力矩參數對扭振的影響規律進行研究。簡化后的測試車傳動系扭振集中質量模型如圖8所示。搭建的AMESim扭振模型如圖9所示。扭振模型中符號的含義及對應的參數如表3到表5所示。

圖8 試驗車簡化傳動系統扭振集中質量模型

圖9 AMESim扭振模型

在AMESim 扭振模型中設置好各部件參數后，通過強迫振動計算獲得傳動系各測點2 階次曲線圖，將其與實車試驗獲得的2階次曲線圖進行對比，以此對搭建的傳動系扭振模型進行正確性驗證。以3 擋為例進行介紹，圖10與圖11是3 擋位變速器輸入和輸出測點仿真與試驗2階次曲線圖。比較圖10和圖11中3 擋位仿真與試驗2 階次曲線圖可知，雖然仿真與試驗的振幅峰值存在誤差，但是二者的共振轉速誤差較小（誤差5.9%）。在1 440 r/min左右，仿真與試驗曲線都出現振動峰值。

表3 模型中的慣量參數/(kg·m-2)

表4 模型中的剛度參數/(N·m·rad-1)

表5 模型中的阻尼參數/(N·m·rad-1·s)

圖10 變速器輸入測點仿真與試驗2階次曲線圖

圖11 變速器輸出測點仿真與試驗2階次曲線圖

其它擋位時的仿真與試驗的振幅峰值都存在誤差，這是因為阻尼影響著扭振峰值，然而獲取實車上的阻尼參數比較困難，本文獲取的阻尼參數與實車的阻尼參數有一定偏差。但仿真與試驗曲線的共振轉速誤差較小（5%之內），而且二者的振動趨勢基本相同。因此可以說明本文所搭建的扭振模型的正確性，可用于對傳動系扭振的研究。

本文通過扭振模型進行仿真分析，研究扭轉減振器主減振級扭轉剛度和阻尼力矩對傳動系扭振的影響規律。結合主減振級扭轉剛度和主減振級阻尼力矩的可變化范圍，主減振級剛度和阻尼力矩的取值范圍分別為在16 N·m/(°)～30 N·m/(°)和20 N·m～40 N·m，主減振級剛度對變速器輸出測點振幅響應的影響趨勢如圖12。將阻尼力矩分別求得對應的阻尼系數代入扭振模型中，主減振級阻尼力矩對變速器輸出測點振幅響應的影響趨勢如圖13。

圖12 主減振級剛度對變速器輸出測點振幅的影響趨勢

綜上分析所知，在取值范圍內，當主減振級剛度取值越低，主減振級阻尼力矩取值越大時，發生共振時的扭振響應幅值就會越低。但是離合器壽命也會隨著離合器剛度的降低而減少，所以要綜合考慮選取離合器參數。

5 改進方案

圖13 主減振阻尼力矩對變速器輸出測點振幅的影響趨勢

為有效降低試驗車扭轉振動，本文依據仿真分析結果改進了主減振級參數，改進前后的離合器扭轉減振器主減振級參數如表6。改進參數后，再次對改進離合器后的測試車進行扭振測試，測得改進離合器參數后的測試車傳動系各測點轉速波動信號，通過數據處理，獲得離合器改進后各測點振動曲線。

表6 改進前后扭轉減振器主減振級參數

離合器主減振級參數改進后，各個擋位在共振轉速下的振幅峰值如表7。通過與表2對比分析可知，改進后各個擋位的變速箱輸入輸出和后橋輸入測點的振幅共振峰值均較改進前降低。

表7 離合器改進后各擋角加速度振幅峰值/(rad·s-2)

為比較離合器參數改進前后的傳動系振動情況，對比分析了參數改進前后的實車試驗測試結果，以3擋位為例，參數改進前后變速器輸出測點的2階次振動曲線如圖14。

圖14 改進前后變速器輸出測點的2階次曲線圖

由圖14可知，車輛3 擋位的發動機測點振動幅值在改進前后基本一致。離合器參數改進前變速器輸出測點振幅共振峰值為2 041 rad/s2，離合器參數改進后變速器輸出測點振幅共振峰值為1 026 rad/s2，下降了49.7%。在其它擋位下，離合器扭轉減振器參數改進后的傳動系振動峰值均比改進前降低，則改進主減振級參數的解決方案可大大降低傳動系振動幅值。

6 結語

為研究車輛的扭轉振動特性，對傳動系扭振進行道路實車試驗，通過扭振測試系統，獲得各擋位下傳動系關鍵測點處的振動情況。通過建立扭轉振動系統模型進行仿真分析，根據仿真結果對離合器扭轉減振器參數進行改進。再次進行道路實車試驗，得出改進方案可有效減少傳動系扭振波動問題。主要結論如下：

（1）通過分析傳動系各測點的瀑布圖與階次切片圖，確定車輛傳動系出現的明顯振動是由發動機2階激勵引起的傳動系扭轉振動。

（2）通過分析各擋位的扭振特性，確定傳動軸和后橋是扭振產生的主要部位。

（3）通過扭振仿真分析，發現在所取值范圍內，離合器扭轉減振器主減振級剛度越低和主減振級阻尼力矩越大，傳動系各測點在共振時的扭振響應幅值越低。

（4）為降低傳動系扭轉振動，本文提出解決方案即改進離合器扭轉減振器主減振級參數。通過對該改進方案進行試驗測試，發現該方案可有效解決傳動系扭振問題，改善車內駕乘的舒適性。