車輛傳動系統瞬態撞擊聲識別與動力學仿真

徐輝輝,梅自元,周益

1.麥格納動力總成(江西)有限公司產品工程部,江西南昌 330013;2.重慶大學機械與運載工程學院，重慶 400044

0 引言

隨著汽車開發技術的發展，車內噪聲被降到越來越低的水平，尤其是發動機噪聲、道路噪聲和空氣動力學噪聲等。整車傳動系統在急踩/急收油門、離合器結合和換擋等瞬態過程中產生一些不期望出現的聲音，會降低駕乘人員對車輛的主觀駕評結果，嚴重降低整車的駕乘舒適性。傳動系統撞擊聲是由于瞬態沖擊載荷導致的金屬撞擊聲[1]。

本文以某前驅6MT SUV車型的急踩油門瞬態撞擊聲為例，闡述了整車上傳動系統各零件轉速和撞擊振動響應的測量方法，根據測量的時間歷程識別出產生撞擊聲的零件。搭建7自由度集中慣量的扭轉振動動力學模型，計算系統的模態頻率、振型和動力學響應。在此基礎上全面分析傳動系統的輸入激勵和各參數對輸入軸角加速度影響的敏感度。最后通過優化發動機目標扭矩的建立時間降低了瞬態撞擊聲。

1 撞擊聲測量、分析與評價

1.1 瞬態轉速與撞擊聲的整車測量

某1.8T四沖程四缸汽油發動機匹配雙質量飛輪和6MT的SUV車型各擋位在急踩油門時存在明顯的傳動系統撞擊聲。為準確識別出傳動系統產生撞擊聲的部位，在傳動系統各關鍵部位布置非接觸式的磁電式轉速器[2]，這些部位包括：雙質量飛輪初級質量、變速器輸入軸、變速器輸出軸、主減差速器。同時在變速器殼體和車內駕駛員位置處布置振動加速度計和麥克風分別采集傳動系統的沖擊振動和車內聲音的響應，如圖1所示。

圖1 傳動系統扭轉振動傳感器測點

1.2 瞬態轉速和撞擊的時間歷程分析

以4擋在轉速為1 200 r/min急踩油門工況為例，對瞬態工況下的傳動系統各零件的轉速和變速器殼體振動加速度進行響應分析，結果如圖2所示。整車在急踩油門瞬態時，車內存在較明顯的一聲金屬撞擊聲。通過對車內雙耳麥克風信號進行回放，確定噪聲和振動發生在9.58 s時的第二次瞬態沖擊。對上述結果的瞬時轉速和振動響應信號按照時間序列進行分析，并找出產生撞擊聲的部位。

圖2 4擋在轉速為1 200 r/min急踩油門工況的測量結果

第一階段為從t1=9.44 s到時間段的急踩油門扭矩建立和飛輪與變速器輸入軸花鍵側隙消除的過程。t1=9.44 s時刻之前，車輛處于反拖駕駛模式，發動機轉速n1稍低于變速器輸入軸轉速n2。從t1時刻開始，駕駛員開始踩油門踏板，在發動機輸出扭矩的作用下，發動機轉速n1和變速器各轉軸的轉速n2、n3、n4均升高。由于雙質量飛輪扭轉減振器的低剛度特性和離合器/變速器輸入軸花鍵的存在，轉速n1超過n2、n3、n4。

第二階段從t2=9.52 s到t4=9.57 s的傳動系統側隙消除和以低階固有頻率振蕩的過程。由于變速器零件的側隙和扭轉振動固有頻率影響，變速器轉速開始以低階扭振固有頻率開始周期性振蕩。通過實測扭振數據，計算出低階固有頻率f1=1/Δt1=1/0.065 4 s=15.30 Hz。由于變速器齒輪副和同步器側隙的存在，變速器輸入軸轉速的變化比輸出軸和主減差速器變化快，是消除變速器齒輪副和同步器側隙的過程，首先消除4擋齒輪副側隙，再消除同步器和主減齒輪側隙。在t3時刻，上述側隙被全部消除。t2～t3存在較輕微的傳動系統沖擊，由于沖擊能量較弱，無法傳遞到車內，因此該沖擊無法被駕乘人員感知到。從t3時刻開始，變速器輸入軸、輸出軸和主減差速器的轉速繼續上升，在t4時刻達到與發動機轉速大小一致，傳動系統的所有側隙均消除，所有零件以速比關系傳遞轉速和扭矩。

第三階段為從t4～t6時的傳動系統以固有頻率整體振蕩的過程。由于整車慣量相比發動機和傳動系統大很多，故整車轉速(輪胎和半軸轉速)在急踩油門的短時間內基本保持不變。在這個階段，主減差速器和半軸之間存在一個速度差，半軸和整車會把主減差速器拉低到與其相等。由于差速器內部和半軸花鍵側隙較大，該階段的沖擊會非常大。圖2中的加速度響應在該時候的高幅值表明撞擊能量較高。較高能量的瞬態沖擊產生非常明顯的金屬撞擊聲，通過結構和空氣路徑傳遞到車內。傳動系統的主減差速器和半軸部分以某一固有頻率在振蕩，該振蕩固有頻率計算結果為f2=1/Δt2=1/0.014 9 s=67.10 Hz。

從以上時間歷程的詳細分析可知，車內可識別的撞擊聲主要是在差速器總成和半軸花鍵處產生。急踩油門工況下激發了傳動系統的兩個固有頻率：整體的低階固有頻率15.30 Hz和差速器/半軸的局部固有頻率67.10 Hz。

1.3 撞擊聲客觀評價參數

變速器殼體振動加速度越大，能量越大，車內的撞擊聲會越明顯，因此可以用殼體振動加速度的大小表征傳動系統撞擊聲的嚴重程度，其缺點是無法鎖定發生撞擊聲的零件部位。各研究機構和主機廠等一般利用傳動系統各零件的扭轉角加速度參數表征撞擊聲的嚴重程度[3-4]。

對相同急踩油門工況下不同油門開度、撞擊聲嚴重程度大小不同的20組客觀數據中的振動響應和各部位的角加速度和轉速波動做相關性分析，從相關性結果中找出最能體現撞擊嚴重程度的參數，目的是為后續的撞擊聲故障診斷、仿真分析評價和優化的評估提供客觀評價標準。

表1為撞擊聲各客觀評價參數與撞擊振動響應的相關性分析結果。結果表明：變速器輸入軸、輸出軸和主減差速器部位的角加速度是表征該車型急踩油門工況撞擊聲的最佳評價參數，主減和輸入軸角加速度的相關性系數最高進一步表明撞擊聲產生部位為變速器輸入端和主減差速器部位，與第1.2節的時間歷程分析結果相同。

表1 撞擊聲各客觀評價參數與撞擊振動響應的相關性分析結果

2 一維動力學仿真

2.1 動力學模型

車輛傳動系統在200 Hz以下的扭轉振動可以使用少自由度的集中參數法，自由度和變量數盡可能少，以減小變量估計帶來的誤差。車輛傳動系統的扭轉振動參數主要包含轉動慣量、剛度和阻尼。針對15.3 Hz和67.1 Hz低頻扭轉振動問題，12自由度以內的一維仿真模型足夠精確[5]。結合本文發動機和傳動系統實際情況，使用7自由度的一維動力學仿真當量模型,如圖3所示，仿真使用的轉動慣量、扭轉剛度和阻尼參數列于表2，所有參數均根據速比等效到輸入端。

表2 扭轉振動仿真分析參數

圖3 傳動系統7自由度一維動力學仿真當量模型

雙質量飛輪的減振器在車輛正常加速工況下主要工作在第二級剛度區域，可以把飛輪減振器簡化為剛度阻尼模型。同時由于齒輪副接觸剛度的數量級為1×108Nm/rad，比傳動系統中各旋轉軸、減振器和輪胎等零件的扭轉剛度高兩個數量級，因此本文把齒輪副接觸近似為無限剛性，忽略齒輪接觸對傳動系統低階固有頻率和振動等動態特性的影響，對低階扭轉振動依然取得較為滿意的效果。

2.2 扭轉振動模態分析

振動模態包括振動的固有頻率和振型。在MATLABR2018b中計算的該模型所有7階有阻尼固有頻率結果列于表3。

表3 傳動系統扭轉振動有阻尼固有頻率 單位:Hz

由表3可知，第3階模態頻率14.59 Hz與實測的固有頻率15.30 Hz接近，兩者誤差僅為4.86%;第4階模態頻率64.52 Hz與實測67.10 Hz接近，兩者誤差為4%，均低于5%的誤差要求。進一步考察該兩階模態頻率對應的振型，分別如圖4和圖5所示。

圖4 第3階頻率14.59 Hz處的振型

圖5 第4階頻率64.52 Hz處的振型

由圖4可知，14.59 Hz模態頻率主要由飛輪和半軸引起，通過仿真參數可知，飛輪和半軸的剛度最小，兩者之間的變速器剛度最大。由圖5可知，64.52 Hz模態頻率主要由半軸和輪胎引起，是一個局部模態。這與本文第1.2節的傳動系統各轉速信號的時間歷程分析結果一致。所建立的7自由度動力學模型和輸入參數計算的模態頻率與實測頻率誤差較小，模態振型與動態響應分析結果一致。

2.3 動力學響應分析

利用第1.1節整車實測得到的發動機轉速和扭矩信號作為動力學模型的輸入激勵，計算傳動系統的動力學響應。選取與撞擊聲相關性系數最高的輸入軸角加速度為撞擊聲評價參數，對變速器輸入軸進行測量，并與動力學模型仿真的輸入軸角加速度結果進行對比，如圖6所示。由圖可知，實測與仿真的角加速度在9.6 s左右的峰值分別為2 355 rad/s2和2 849 rad/s2，對應傳動系統發出嚴重的撞擊聲，與第1.2節的實測結果吻合。

圖6 變速器輸入實測與仿真結果對比

綜上，模態分析結果表明傳動系統在急踩油門瞬態工況下產生的主要撞擊聲由變速器輸入端(飛輪和離合器)和輸出端(差速器和半軸)產生。進一步根據動力學仿真與實測結果的對比，說明建立的一維動力學模型和仿真參數估計的正確性。

3 參數對撞擊聲響應的敏感度分析

根據第2節建立的動力學仿真分析模型，分析不同參數對急踩油門瞬態工況下傳動系統撞擊聲響應大小的影響。參數的靈敏度分析，是指分析某一參數對結果影響的大小。采用單因素敏感度分析法，即分析某一參數對響應結果的影響時，只改變該參數的數值大小，其余參數保持均按照名義值設置。通過該方法可以對所有參數的敏感度大小進行排序，找出并優化對撞擊聲影響最大的一個或者幾個參數，達到減小或者消除撞擊聲的目的。

參考過去有關傳動系統瞬態撞擊聲的研究結果[1-6]，主要研究如下參數對撞擊聲的影響：發動機扭矩變化率、傳動系統各側隙、雙質量飛輪剛度特性、旋轉部件的扭轉剛度和轉動慣量。為保持各參數敏感度系數具有可比性，所有參數均在名義值的0.25～0.75變化。表4是參數對輸入軸角加速度峰值的敏感度系數統計，數值為負數表明增加該數值可以降低輸入軸角加速度，減小撞擊聲。

表4 參數對輸入軸角加速度峰值的敏感度系數統計

對傳動系統影響最大參數為發動機扭矩的建立時間，增加時間可以減小撞擊聲。雙質量飛輪和半軸剛度以及差速器側隙是影響撞擊聲第二敏感的參數，增大以上參數會惡化撞擊聲。傳動系統各配合間隙和輪胎轉動慣量對輸入軸角加速度和撞擊聲的影響較小，而且傳動系統的間隙必須保持在一定范圍以涵蓋零件的加工、裝配誤差和溫度變化帶來的側隙變化。以上結果說明減小發動機扭矩在急踩油門等瞬態工況下的變化速率，是減小整車傳動系統撞擊聲的最有效的方法，該結論與其他學者[7-8]的研究結果相同。

4 整車優化驗證

根據第3節各分析參數的敏感度結果，發動機扭矩變化速率是最敏感的參數。通過發動機控制程序(engine control unit,ECU)增加發動機扭矩濾波的方式減緩扭矩變化速率，圖7給出了發動機扭矩濾波后的整車實測輸入軸角加速度，以及整車實測發動機扭矩和轉速作為動力學計算的輸入激勵重新計算的輸入軸角加速度結果。通過與圖6結果相比，整車實測的輸入角加速度峰值由改善前的2 355 rad/s2降低到改善后的1 372,動力學模型計算結果由改善前的2 849 rad/s2降低到1 640 rad/s2，實測和仿真分別降低了41.74%和42.44%，撞擊強度降低了50%左右，可以顯著減小整車上的撞擊聲。

圖7 降低發動機扭矩變化率后的輸入軸角加速度

圖8給出了發動機扭矩濾波后的傳動系統各轉速和變速器殼體振動的測量結果，與原始狀態相比，發動機和傳動系統各位置的轉速波動幅值降低，由瞬態撞擊產生的變速器殼體振動峰值由13.60 dB降低到8.49 dB，低于主機廠關于瞬態撞擊振動12.00 dB幅值的要求，車內乘客也無法主觀識別急踩油門瞬態工況產生的撞擊聲。

圖8 降低發動機扭矩變化率后的轉速和殼體振動

5 結論

本文闡述了根據轉速和振動時間歷程識別傳動系統瞬態工況下的撞擊聲，以及少自由度集中慣量扭轉振動的模態、動力學響應和參數敏感度分析方法，可以為主機廠和相關零部件企業對瞬態沖擊振動提供一定的工程參考價值。

(1)利用NVH設備采集了傳動系統實際運行工況下的各關鍵零部件的轉速和振動時間歷程，識別了傳動系統在急踩油門工況下的撞擊聲主要有變速輸入端花鍵和輸出端的差速器產生。

(2)建立了7自由度集中慣量的一維傳動系統扭轉振動動力學模型，計算了各階扭轉模態和振型。結果顯示：第3階和第4階模態頻率及振型與整車分析結果相同，由該模型計算得到的輸入軸角加速度與實測結果接近。

(3)分析了發動機目標扭矩的建立時間和傳動系統各主要參數對輸入軸角加速度影響的敏感度。結果表明：發動機目標扭矩的建立時間對輸入軸角加速度和撞擊聲影響最敏感，增加響應時間可以減小角加速度，降低撞擊聲。增加發動機扭矩濾波后的整車實測和動力學模型計算結果實測和仿真分別降低了41.74%和42.44%。變速器殼體撞擊振動響應由13.6 dB降低到8.49 dB，滿足了主機廠的要求。