改善轟鳴振動與換擋沖擊的雙質量飛輪優化設計

侯高杰，徐永晨，張亞偉，程鮮鮮

（鄭州愛科科技有限公司，鄭州450000）

在汽車行駛過程中，可以感覺到各種各樣的振動噪聲，雖然其中包含有使人愉悅的聲音，但是大部分使人產生不快。汽車行駛時，發動機、動力傳動系統產生的驅動力和路面凹凸產生的作用力傳遞至車內，就使車內出現振動噪聲現象。

目前國內外學者對汽車行駛過程中產生的噪聲機理以及改善方案進行了大量的研究。吳昱東等通過動態等效轉動慣量分析，針對轉動系扭轉振動引起的車內轟鳴問題，對扭轉減振器進行優化，進而提升整車聲振舒適度[1]。王永超等研究了離合器主減振剛度、驅動軸扭轉剛度及工作齒輪組轉動慣量對傳動系統加速振動的影響規律[2]。石磊等在優化方案中采用扭振減振器（TVD）和撓性盤離合器，通過實車試驗證明，車內的轟鳴噪聲下降5 dB[3]。劉猛等通過分析發現增大飛輪轉動慣量可以降低振動幅值，增加驅動半軸直徑在降低振動幅值的同時使峰值發生了右移[4]。王東等針對某前置后驅微型客車存在低轉速車內轟鳴聲的問題，對傳動系扭振影響車內噪聲的機理進行分析，提出有效的改善方案[5]。Liu等設計了離合器3自由度扭振模型，研究了多級離合器阻尼器和齒輪側隙的非線性特性，基于分析結果對離合器進行優化，結果表明優化后的離合器能降低汽車加速時的噪聲[6]。Zu等研究傳動系統在啟停過程中的振動特性，對雙質量飛輪裝置進行優化，有效降低啟停過程中的共振[7]。以上學者對汽車振動噪聲的研究對對改善汽車舒適性都有一定的指導意義，但是以上優化研究主要以試驗為基礎進行。

因此，本文以某前置后驅車輛的傳動系統NVH（Noise Vibration Harshness）特性研究為基礎，借助ADAMS 軟件搭建整車的虛擬樣機模型，利用模型對轟鳴以及換擋沖擊問題的進行模態分析，確認其主要影響因素，提出有效的改善方案，以提升傳動系統NVH 性能前期設計能力，縮短汽車的研發周期，降低成本。

1 現有車輛性能問題

對于該前置后驅車型的傳動系統，整理出兼具完備性和重點的問題列表，其中重點問題如表1所示。

1.1 轟鳴振動

表1 所示的問題1 是典型的轟鳴振動問題。轟鳴聲是后驅車傳動系統典型的NVH問題之一，是由發動機階次激勵產生的，當階次激勵與傳動系、車身或者空腔模態耦合時，就會在車內明顯感知到。

針對“加速1 600 r/min，滑行2 700 r/min”工況下車內轟鳴聲、振動大的問題，進行了關于轟鳴振動性能分析的整車試驗，主要測試工況為全加速、滑行，傳感器安裝在駕駛室內，主要測量駕駛室聲壓。試驗結果如圖1 所示。結果表明，全加速工況下轉速為1 600 r/min時以及滑行工況下轉速為2 700 r/min左右時車輛出現明顯的共振現象。

圖1 轟鳴試驗結果

1.2 換擋沖擊

表1中所示的問題2是典型的換擋沖擊問題，產生原因是由用戶換擋操作時離合器兩端的轉速差所引起的傳動系統共振，都體現為車體前后方向的振動。

表1 傳動系統問題描述

針對換擋沖擊問題，進行了關于換擋振動的整車試驗。具體操作如下：在車輛全加速過程中，分別進行2 檔、3 檔、4 檔的換擋操作，傳感器安裝在駕駛室地板上，主要測量駕駛席地板的X向振動加速度。換擋共振問題屬于低頻共振，共振頻率范圍一般在10 Hz以內。圖2所示為換擋共振的頻率測量結果，在10 Hz之內存在明顯共振點。

圖2 換擋振動試驗結果

2 整車多體動力學模型

后驅車輛的動力傳動系統是一個典型的多體、多工況、多激勵系統，其組成包括離合器、發動機、變速箱、主減速器、驅動半軸、傳動軸、等子系統，各子系統仍是復雜的多剛體-柔體系統，其工作過程包括起步、換擋、制動、加速、減速等工況，其受力包括發動機的周期性激勵、路面的隨機激勵、齒輪系統內部激勵等。

根據實車各個部件的慣性質量、剛度以及阻尼，借助ADAMS 軟件搭建整車的多體動力學模型，模型如圖3 所示。包括懸架系統、轉向系統、傳動系統、排氣系統、輪胎等。

圖3 多體動力學模型

由實車傳動系統結構可知，整車采用前置后驅的布置形式，動力總成和后懸驅動橋之間通過傳動軸連接。在設計該傳動軸時考慮到其自振頻率應與激勵頻率避開，因此，采用兩段式傳動軸結構，在前、后傳動軸兩端采用十字萬向節進行連接。根據傳動系統結構布置，按照傳遞路徑分析可知，動力總成（發動機+變速箱）為噪聲激勵源，該激勵向車身傳遞的路徑主要有3 條：振動激勵通過發動機懸置經副車架結構傳遞至車身；振動激勵經排氣系統懸掛吊耳傳遞至車身；振動激勵經傳動軸傳遞后，一方面通過傳動軸中間支撐向車身傳遞，另一方面經后懸架系統向車身傳遞。

3 模態分析計算

借助ADAMS/Vibration 模塊，針對所建立的模型進行頻率響應計算，對引起轟鳴以及換擋振動的模態進行確認和分析，具體步驟如下：

（1）建立輸入、輸出通道，輸入為飛輪上的扭矩，輸出為驅動半軸扭矩響應；

（2）進行FRF（Frequency Response Function）計算，確定所關注的響應范圍；

（3）找出相關聯的固有振動模態；

（4）進行能量分析以找出構成此模態的主要質量及剛度。

圖4所示為頻率響應計算結果，10 Hz內存在一個換擋沖擊模態，在30 Hz～100 Hz 范圍內存在1 600 r/min和2 700 r/min兩個轟鳴共振模態。

圖4 頻率響應計算結果

對換擋沖擊共振模態進行能量分析，結果如圖5所示。根據結果分析可知，0～10 Hz 的換擋共振問題的主要影響質量為飛輪質量，主要影響剛度為驅動半軸剛度。

圖5 換擋共振模態能量分析結果

對1 600 r/min 的轟鳴共振模態進行能量分析，結果如圖6 所示。結果表明發動機轉速為1 600 r/min 時的轟鳴問題主要影響因素為離合器和驅動半軸的剛度，以及發動機剛體和離合器的慣性質量。

圖6 1 600 r/min轟鳴共振模態能量分析

4 靈敏度分析

基于模態解析計算結果，可以看出飛輪慣性質量、離合器剛度是換擋沖擊以及1 600 r/min 轟鳴問題的主要影響因素，因此利用整車多體動力學模型對這兩種影響因素進行靈敏度分析。

圖7 所示為飛輪慣性質量、離合器剛度對換擋沖擊共振的影響結果，根據結果可知，飛輪慣性質量增大，共振頻率降低；反之，共振頻率增大。但是其對共振幅值的影響有限。離合器剛度變小，換擋共振頻率降低，離合器剛度變大，共振頻率變大，但是變化量很小。

圖7 換擋沖擊的影響因素分析

圖8所示為離合器剛度對1 600 r/min轟鳴振動的影響結果，根據結果可知，降低離合器剛度，轟鳴的振動幅值也降低，并且共振頻率減小；增大離合器剛度，轟鳴振動幅值也變大，共振頻率增大。

圖8 離合器剛度對1 600 r/min轟鳴問題的影響

5 改善方案及結果驗證

該前置后驅車輛采用的是單質量飛輪，根據圖8所示的離合器剛度對轟鳴振動的影響結果分析可知，減小離合器剛度能夠降低轟鳴共振幅值，因此，為了解決發動機轉速為1 600 r/min時對應的轟鳴振動問題，需要將其更換成雙質量飛輪，目前供應商提供的雙質量飛輪參數如表2 中的方案1 所示。雙質量飛輪的剛度與現有離合器彈簧剛度形成串聯結構，可以降低雙質量飛輪和離合器的等效剛度，以改善1 600 r/min轟鳴問題。

但是，采用雙質量飛輪后，飛輪的慣性質量變大，離合器發動機側總慣性質量增加，換擋振動的輸入增加；串聯后的等效剛度降低，根據圖7所示的靈敏度分析結果可知，換擋共振頻率會降低，對換擋沖擊性能存在不利影響。因此需要對雙質量飛輪的參數進行優化，降低雙質量飛輪一級慣性質量，提高雙質量飛輪的剛度，以提高離合器和雙質量飛輪的等效剛度，以達到同時解決1 600 r/min 轟鳴振動以及換擋沖擊問題的目的，具體參數如表2 中的方案2所示。

表2 飛輪優化參數

在實車上對優化后的雙質量飛輪方案進行驗證，并且和原車結果進行對比，轟鳴性能的改善效果如圖9 所示，根據結果可知，發動機轉速為1 600 r/min時的轟鳴振動幅值明顯降低。

圖9 優化前后轟鳴問題結果對比

圖10 所示為優化雙質量飛輪參數后，從1 檔分別切換4檔的對比結果圖，從圖中可看出，換擋沖擊時的共振現象基本消除。

圖10 優化前后換擋沖擊結果對比

6 結語

本文針對前置后驅車輛的轟鳴振動以及換擋沖擊問題進行整車試驗，分析試驗結果可知，發動機轉速為1 600 r/min以及2 700 r/min時存在明顯的轟鳴共振現象，換擋沖擊的共振頻率在10 Hz 以內。然后利用整車的多體動力學模型，對轟鳴振動以及換擋沖擊的共振模態進行能量分析，結果顯示，離合器剛度是1 600 r/min 轟鳴振動問題的主要影響因素；飛輪慣性質量是換擋沖擊問題的主要影響因素。

為了同時解決1 600 r/min時的轟鳴振動以及換擋沖擊，對現有的雙質量飛輪的參數進行優化，降低雙質量飛輪的第一慣性質量，并且增大彈簧剛度。最終在實車上對優化方案進行驗證，根據試驗結果可知，優化后的雙質量飛輪能夠同時降低1 600 r/min時的轟鳴振動以及換擋沖擊時的共振幅值，因此可以確認此優化方案可以有效地解決后驅車輛存在的轟鳴問題以及換擋問題。