某大型客車傳動系加速扭振敲擊問題分析與改進

馬虎森，強登科，陳曉利，王 鑫

（陜西法士特汽車傳動工程研究院，西安 710119）

0 引言

汽車傳動系統是車輛行駛的主要動力來源，發動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋等構成了一個多自由度的旋轉自由度系統，其扭轉自由度模態頻率與發動機激勵重合就會引起傳動系統的扭振。因此，旋轉自由度扭轉振動是影響車輛NVH性能的一個重要方面。且隨著經濟水平的快速發展，客戶對駕乘舒適性要求也不斷提升，整車開發與匹配節奏越來越快，在整車試驗和市場上反饋的扭振問題越來越多[1，2]。扭振問題的解決也主要是從系統匹配角度來解決，雙質量飛輪和動力吸振器[3～7]可避免或有效解決扭振問題，在乘用用車已有成熟應用；也有研究通過調整部件或離合器剛度和阻尼來解決扭振問題[8～10]；發動機的扭振激勵是不可避免的[11]。對于大型客車傳動系統實際扭振問題的解決還是存在很多限制和挑戰。

具體問題具體分析，如何提出行之有效的解決方案并解決實際問題，是工程上經常面臨的難題。本文針對改進某大型客車匹配6擋1500Nm手動變速器的后置后驅傳動系掛4擋全油門加速過程中車內出現敲擊異響問題，通過測試分析具體原因，并基于AMESim建立傳動系扭振仿真模型，通過關鍵元件的剛度和慣量靈敏分析，確定在后橋端增加慣量盤方案，實車驗證達到解決客戶問題的效果，為實車NVH性能提升提供了很大幫助。

1 問題描述及測試診斷分析

某大型客車傳動系匹配由330馬力柴油發動機、6擋輸入1500Nm的手動變速器和串聯液力緩速器組成的動力總成，后置后驅，掛4擋全油門加速過程中在850～1050rpm車內振動噪聲明顯增大，主觀感受存在明顯齒輪敲擊聲。為進一步分析原因，開展了扭振和變速器殼體振動響應測試。

1.1 傳感器布置

在發動機飛輪殼觀察窗口蓋處安裝霍爾轉速傳感器測量發動機飛輪端轉速，在變速器大殼窗口蓋處（中間軸超速檔齒輪對應位置）安裝霍爾轉速傳感器測量變速器中間軸轉速，在變速器殼體表面布置3向振動加速度傳感器。具體位置如圖1所示。

圖1 轉速和振動傳感器安裝位置

1.2 4擋測試結果分析

圖2和圖3扭振測試分析結果顯示，發動機3階激勵引起傳動系在47Hz頻率處的扭轉共振，850～1050rpm變速器中間軸換算至的一軸轉速信號波動相對發動機明顯增大。圖4顯示，變速器殼體振動加速度有效值在850～1050rpm出現明顯峰值，峰值點轉速約為940rpm，由式(1)計算得的發動機點火頻率為47Hz，即傳動系47Hz處頻率存在共振。圖5變速器殼體振動加速度三維頻譜顯示，變速器殼體在該轉速段存在400～5000Hz的寬頻帶響應，即傳動系扭振使得變速器內部齒輪產生了敲擊。

圖4 變速器殼體振動加速度有效值

圖5 變速器殼體振動加速度三維頻譜

其中，nMAX為振動加速度有效值峰值處對應轉速，Ne為發動機缸數。

2 傳動系扭振模型建立及仿真研究

2.1 扭轉系統理論

根據傳動系實際結構，可簡化建立系統多自由度扭轉運動微分方程：

按線性系統簡化，忽略系統阻尼和外激勵，由式(2)可獲得系統的特征值方程：

由式(3)，可求解獲得系統的各階固有頻率：

式(4)中：J為系統轉動慣量矩陣；C為系統阻尼矩陣；K為系統扭轉剛度矩陣；T為扭矩激勵矩陣；θ為系統角位移矩陣；f為系統對應的扭振頻率。

2.2 傳動系統AMESim仿真建模

表1為系統仿真模型輸入參數。在AMESim軟件中完成變速器掛4擋的傳動系系統扭振仿真模型，如圖6所示。

圖6 傳動系AMESim扭振仿真模型

表1 4擋扭振仿真模型輸入參數

2.3 系統扭振分析

由表1扭轉模態頻率仿真結果可知，3階扭轉模態頻率46.4Hz，與實車測試結果47Hz接近。圖7對應振型顯示，離合器和半軸車輪處為振型節點位置，節點兩邊振動相位相差180°，兩節點間（J2～J7）各部件振型相對明顯。以發動機飛輪端實測轉速作為輸入進行系統時域仿真分析，圖8時域仿真結果顯示，4擋慣量J4（變速器中間軸）換算至J2（變速器一軸）轉速在850～1050rpm出現明顯峰值；對該轉速段進行FFT，圖9顯示峰值頻率為46.59Hz，與3階扭轉模態頻率46.4Hz一致，驗證了仿真模型的正確性。

表2 4擋扭轉模態頻率

圖7 4擋傳動系3階扭轉模態振型

圖8 4擋J4換算至J2轉速仿真信號

圖9 4擋J4換算至J2轉速共振處FFT

3 可行性方案及靈敏度分析

對于傳動系統發動機3階激勵必然存在，因而對于系統共振，一方面通過系統剛度和慣量匹配使其固有頻率避開常用轉速區間的發動機3階激勵；一方面增加系統阻尼，通常增加離合器遲滯來實現。經前期實車驗證增加離合器遲滯，可有效降低共振區轉速波動，但高轉速區間離合器隔振效果變差，車內噪聲增加3～6dB(A)。因此，本文從根據系統剛度和慣量匹配入手解決4擋扭振敲擊問題，考慮調整離合器剛度和系統慣量匹配；從整車布置考慮可在傳動軸兩端增加慣量，但變速器法蘭端串聯液力緩速器無空間增加，考慮在后橋法蘭端增加。為此，首先進行兩種方案的靈敏度分析以確定最優方案。

3.1 離合器剛度靈敏度分析

圖10為離合器剛度靈敏度分析結果，離合器剛度減小系統模態頻率降低，260Nm/°時對應系統模態頻率為40.6Hz，對應共振點轉速812rpm。離合器剛度降低會受到飛輪結合和傳遞扭矩能力限制，難以進一步降低。

圖10 離合器剛度靈敏度分析結果

3.2 J6增加慣量靈敏度分析

在J6增加慣量，圖11為其靈敏分析結果，慣量每增加0.1kg·m2，模態頻率下移平均約2.3Hz（對應轉速下降46rpm），慣量約增加量大于0.2kg·m2時，系統模態頻率均小于40Hz。慣量增加至0.5kg·m2時，系統固有頻率降低至35.8Hz，對應共振點轉速716rpm。

圖11 后橋增加慣量盤靈敏分析結果

4 方案設計與實驗驗證

由3中分析可以，J6處增加0.5kg·m2的慣量效果最優，本文考慮在后橋端設計增加慣量盤，方案更易于制造和實施，工程實施好，成本低。設計及安裝如12所示，慣量盤直徑400mm，厚度40mm，通過螺栓與后橋輸入法蘭連接，與傳動軸法蘭止口配合并通過螺栓連接。

圖13～圖16為整車試驗驗證測試及分析結果，可以看出傳動系統的共振頻率約在36Hz，對應峰值處轉速722rpm。原車系統共振點轉速為940rpm，根據整車需求將共振轉速降至800rpm以下可滿足使用要求。本文設計方案將共振轉速將至721rpm。變速器3擋掛入4擋發動機轉速通常在900～1000rpm以上，實車800rpm以上主觀感受車內無明顯振動噪聲。

圖12 后橋端慣量盤設計及安裝

圖13 發動機和變速器一軸轉速時域信號

圖14 變速器一軸轉速三維頻譜

圖15 變速器殼體振動加速度有效值

圖16 變速器殼體振動加速度三維頻譜

5 結語

本文通過實驗分析了加速扭振敲擊產生的原因及系統對應的共振頻率，并建立傳動系統AMESim扭振仿真模型，分析結果與實驗測試一致，驗證了仿真模型的正確性，結合方案可行性進行了離合器剛度和慣量靈敏度分析，對最優方案后橋增加慣量盤的進行了實車驗證。對整車傳動系匹配和扭振問題的解決具有重要的指導意義。具體結論如下：

1）通過扭振測試或變速器殼體表面振動加速度分析，可以確定系統共振點的頻率。

2）通過建立系統仿真模型，有助于問題原因分析并快速尋求有效解決方案。

3）減小離合器剛度有助于降低傳動系統扭轉模態頻率，進而降低共振轉速區間。

4）傳動系統中增加慣量的方法同樣可有效降低傳動系統扭轉模態頻率，降低共振轉速區間。