張國棟 王明正

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心）

載貨汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振問題研究

張國棟 王明正

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心）

針對載貨汽車傳動系統(tǒng)異響現(xiàn)象進行分析，確定該現(xiàn)象為傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振造成的。采用常用措施進行故障排除未徹底解決問題。從理論計算出發(fā)，利用AMESim軟件模擬分析引起傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振的因素，確定改進方向；優(yōu)化離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度特性。通過實車驗證證明該優(yōu)化措施有效，異響現(xiàn)象消失，傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振問題消除。

載貨汽車會經(jīng)常出現(xiàn)傳動系統(tǒng)異響的問題，尤其是長軸距時更為顯著。某載貨汽車在40～60 km/h車速范圍內(nèi)用5擋加速時傳動軸明顯存在異響，表現(xiàn)為傳動軸軸管傳出響亮的金屬敲擊聲音，該問題較為普遍。根據(jù)以往試驗結(jié)論，考慮為傳動系統(tǒng)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振問題。

1 現(xiàn)場分析

首先從產(chǎn)品一致性問題考慮?，F(xiàn)場分析異響聲音主要是從變速器后第1節(jié)傳動軸部位發(fā)出的金屬敲擊聲；發(fā)生的工況是4擋加速時發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min，5擋加速時發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200～1 500 r/min，6擋加速時發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000～1 200 r/min。

針對此故障現(xiàn)象，維修人員采取如下故障排除處理措施，但均未徹底解決故障。

a.檢查傳動軸動平衡并在花鍵處涂潤滑脂；

b.檢查及重新調(diào)整主、從動齒輪間隙；

c.在傳動軸吊架固定處墊減振膠以降低傳動軸傾斜度；

d.檢查花鍵與花鍵槽配合間隙；

e.更換加強型傳動軸；

f.同類型車輛進行傳動軸相互對調(diào)；

g.將傳動軸進行包裹；

h.在傳動軸軸管內(nèi)加入填充材料。

排除產(chǎn)品一致性問題后，針對該問題進行傳動系統(tǒng)專項測試試驗。對轉(zhuǎn)速波動信號、扭矩波動信號、噪聲信號和加速度信號進行轉(zhuǎn)速跟蹤譜分析，在轉(zhuǎn)速波動信號和扭矩波動信號的轉(zhuǎn)速跟蹤譜中提取階次曲線，對噪聲信號和加速度信號做選定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的總值曲線分析，結(jié)果如圖1所示?？芍?，加速過程中變速器輸出軸的轉(zhuǎn)速波動相對于發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動被明顯放大，尤其是在1 200～1 600 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)其轉(zhuǎn)速波動特別大。所以，判斷該車傳動系統(tǒng)在1 200～1 600 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振問題，該轉(zhuǎn)速范圍與傳動系統(tǒng)出現(xiàn)異響時的轉(zhuǎn)速范圍一致。通過試驗確認傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)共振是產(chǎn)生異響的主要原因，發(fā)動機扭矩波動是異響的激勵條件。解決異響問題應(yīng)從合理匹配傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動特性、降低發(fā)動機扭矩波動等方面考慮。

2 理論分析

2.1 計算參數(shù)

以該載貨汽車傳動系統(tǒng)為研究對象，利用AMES?im軟件建立系統(tǒng)模型（圖2）進行模擬分析。傳動系統(tǒng)模型為剛?cè)峄旌夏Ｐ?，將傳動系統(tǒng)中的傳動部件簡化為多個剛體，傳動軸和半軸為柔性體，整車平動質(zhì)量等效為當量轉(zhuǎn)動慣量。模型中各部件的參數(shù)、硬點位置、三維模型和性能曲線（圖3）按實際結(jié)構(gòu)確定,其中活塞平動質(zhì)量為1.6048264 kg，整車整備質(zhì)量為6 370 kg，模型坐標系與整車坐標系一致，即以整車坐標系的原點為原點，沿水平方向向發(fā)動機后方為X軸正向，水平向右為Y軸正向，垂直向上為Z軸正向。

2.2 計算工況

合理匹配傳動系統(tǒng)可以有效避免共振或減輕共振，而通過對傳動系統(tǒng)模態(tài)頻率進行優(yōu)化，可以找出減輕扭轉(zhuǎn)共振的有效措施。

根據(jù)問題現(xiàn)象，以5擋工況為基準進行優(yōu)化計算，所有變量初始取值為1，相對取值范圍為（-10%, 10%）。以傳動系統(tǒng)第2階固有頻率為優(yōu)化目標進行靈敏度分析，結(jié)果見表1（按頻率影響效果由強到弱排序）。

表1 靈敏度分析結(jié)果

由表1可知，為了降低傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動固有頻率，采用降低離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度措施的效果最明顯，其次依次為采用增加變速器輸出軸總成慣量、增加從動盤慣量、增加差速器總成轉(zhuǎn)動慣量、降低左右半軸剛度等措施。

為了研究除降低離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度以外的其它減輕扭轉(zhuǎn)共振措施，在離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度不變的情況下，將其它優(yōu)化變量依照靈敏度分析結(jié)果降低或增加10%，獲得系統(tǒng)的固有頻率為42.9 Hz（原傳動系統(tǒng)固有頻率為45 Hz），而單獨降低離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度10%獲得系統(tǒng)的固有頻率為43.0 Hz?？芍?，對傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件進行優(yōu)化能夠獲得和采用降低離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度的措施相接近的效果，但對傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的改動必然會造成傳動系統(tǒng)可靠性及燃油經(jīng)濟性等方面的不利影響，而傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的優(yōu)化涉及專業(yè)較廣且邊界條件不易確定，在此不再進行深入研究。因此，降低傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動固有頻率最為簡單直接的方案是降低離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度。

3 改進方案

3.1 離合器特性定義

由于載貨汽車傳動系統(tǒng)是由多個集中質(zhì)量體和彈性軸組成的扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，本身有一系列的固有頻率，因此在行駛過程中產(chǎn)生的偶然性激勵頻率與傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動頻率吻合時將產(chǎn)生系統(tǒng)共振。離合器扭轉(zhuǎn)減振器（圖4）的作用就是將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的共振頻率轉(zhuǎn)移到常用轉(zhuǎn)速外，消除載貨汽車傳動系統(tǒng)的主要低頻扭轉(zhuǎn)振動并降低變速器和主減速器的齒輪噪聲，消減怠速時的扭振和噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下的沖擊載荷。

原車離合器扭轉(zhuǎn)減振器為單級線性減振器，無法對應(yīng)發(fā)動機的多種運行工況，因此導(dǎo)致傳動系統(tǒng)發(fā)生共振。通過對標其它離合器產(chǎn)品，對原有離合器扭轉(zhuǎn)減振器進行優(yōu)化，采用多級剛度對應(yīng)整車多種工況。離合器由1級減振優(yōu)化為3級減振，第1級為怠速級，角剛度最小，傳動系統(tǒng)的固有頻率（低于發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速的激振頻率）最低，其對應(yīng)發(fā)動機怠速工況，可以消除空擋時變速器齒輪沖擊噪聲；第2級為主減振級，角剛度中等，傳動系統(tǒng)固有頻率（低于發(fā)動機常用工作轉(zhuǎn)速的激振頻率）適中，對應(yīng)發(fā)動機常用工況；第3級為大扭矩減振級，角剛度最大，用于載荷急劇變化階段（如猛抬離合器踏板使汽車起步、應(yīng)急制動等），以緩和傳動系統(tǒng)的極大瞬時動載荷。通過對現(xiàn)有傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化分析，從NVH角度對離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度提出性能要求，見表32。

表2 離合器扭轉(zhuǎn)減振器剛度要求

3.2 離合器改進方案

綜合考慮結(jié)構(gòu)、性能、成本等因素，且原離合器能夠滿足傳動能力要求，所以僅針對導(dǎo)致共振的扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，采用多級、廣角減振器。優(yōu)化后離合器性能參數(shù)見表3。

表3 優(yōu)化后離合器性能參數(shù)

3.3 扭轉(zhuǎn)減振特性分析

對優(yōu)化后離合器進行扭轉(zhuǎn)減振特性分析。

a.怠速級評價

對怠速工況的傳動系統(tǒng)進行模態(tài)分析,獲得系統(tǒng)模態(tài)頻率，如表4所列。可見，怠速工況模態(tài)頻率對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速遠低于怠速工況轉(zhuǎn)速，故扭轉(zhuǎn)減振器怠速級匹配合理。

表4 怠速級模態(tài)分析

b.主減振級評價

對變速器不同擋位進行扭轉(zhuǎn)模態(tài)分析，輸入離合器第2級剛度，獲得各擋位傳動系統(tǒng)模態(tài)頻率分布，如表5所列。

表5 主減振級模態(tài)頻率 Hz

5擋振型如圖5所示,其對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為798 r/min。

系統(tǒng)第2階模態(tài)為扭轉(zhuǎn)模態(tài)，各個擋位的共振轉(zhuǎn)速范圍在750～1 000 r/min范圍內(nèi)，可以接受。與原扭轉(zhuǎn)減振器方案相比（剛度320N·m/（°）），可知新方案離合器扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計更加合理。

c.大扭矩減振級評價

對變速器不同擋位進行扭轉(zhuǎn)模態(tài)分析，輸入離合器第3級剛度，獲得各擋位傳動系統(tǒng)模態(tài)頻率分布如表6所列。

表6 大扭矩減振級模態(tài)頻率 Hz

結(jié)合發(fā)動機外特性曲線可知，在正常加速和勻速行駛工況下，發(fā)動機輸出扭矩（最大扭矩531 N·m，轉(zhuǎn)速1 500 r/min、）一般不會超過579 N·m（離合器2級剛度極限扭矩），故第3級剛度一般為沖擊工況的保護作用，此處不做詳細分析。

3.4 方案結(jié)論

通過對離合器改進后的傳動系統(tǒng)進行扭轉(zhuǎn)振動分析可知，搭載新方案離合器能夠有效降低傳動系統(tǒng)共振頻率（怠速級和主減振級），怠速模態(tài)8.8 Hz、主減振模態(tài)低于33 Hz（轉(zhuǎn)速低于990 r/min），新方案離合器扭轉(zhuǎn)減振性能設(shè)計合理。

4 試驗驗證

通過將存在傳動系統(tǒng)異響的樣車換裝改進后離合器，在同一試驗工況，對比測量離合器改進前、后的傳動軸附近噪聲，結(jié)果如圖6和圖7所示?？芍瑢τ谡?擋加速工況，在傳動軸發(fā)生異響的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，離合器改進后較改進前傳動軸近場噪聲明顯減小，整車無傳動軸異響現(xiàn)象。

1 余志生.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社,2006.

2 付永領(lǐng),祁曉野.AMESim系統(tǒng)建模和仿真.北京：航空航天大學(xué)出版社,2006.

3 王望予.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社,2000.

4 徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器.北京：清華大學(xué)出版社,2005.

5 何耀華.汽車試驗學(xué).北京：人民交通出版社,2005.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年3月1日。

Research on Torsion Resonance of Truck Transmission System

Zhang Guodong,Wang Mingzheng
（China FAW Co.,Ltd R&D Center）

Abnormal noise from truck transmission system is analyzed,and it is found that this abnormal noise is caused by torsion resonance of the transmission system,which can’t be eliminated by common troubleshooting measures.We address this issue from theoretical calculation,and apply AMESim software to simulate and analyze the factors which cause torsion resonance,then optimize stiffness characteristic of clutch torsional damper.This optimization is proved effective by vehicle test,abnormal noise disappears,and torsion resonance of transmission system is eliminated.

Truck,Transmission system,Torsional resonance

載貨汽車 傳動系統(tǒng) 扭轉(zhuǎn)共振

U462.2

A

1000-3703（2015）07-0001-03