王 東，閆 兵，王東亮，王媛文

（1.西南交通大學，成都 610031；2.陜西重型汽車有限公司，西安 710200）

汽車傳動系扭振引起的車內轟鳴聲控制方法

王 東1，閆 兵1，王東亮2，王媛文1

（1.西南交通大學，成都 610031；2.陜西重型汽車有限公司，西安 710200）

某前置后驅微型客車存在低轉速車內轟鳴聲的問題，研究表明該轟鳴聲由傳動系扭振引起。首先對傳動系扭振影響車內噪聲的機理進行分析，在此基礎上建立傳動系扭振當量系統模型并進行自由振動計算。同時建立對象車型發(fā)動機仿真模型，從而獲取發(fā)動機激振力矩，完成受迫振動計算。然后開展傳動系扭振測試，并將自由振動及受迫振動計算結果與試驗數據進行對比，驗證了模型的有效性。然后利用此模型研究對象車型傳動系扭振特性，從減小經后橋及后懸架向車身傳遞的扭振激勵的角度出發(fā)，提出了一系列控制主減速器處扭振幅值的方案。試驗結果表明所提方案對改善低轉速車內轟鳴聲效果明顯。上述工作對解決同類問題具有一定意義。

振動與波；微型車；傳動系；扭轉振動；受迫振動；轟鳴聲

某前置后驅微車存在低轉速車內轟鳴聲的問題，通過研究發(fā)現該噪聲由傳動系扭振引起[1]。前置后驅車輛傳動系由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、差速器、半軸、車輪等部件組成，是一個復雜的多自由度振動系統，在發(fā)動機工作轉速范圍內具有扭振固有頻率，當發(fā)動機等外界激勵作用頻率與傳動系扭振固有頻率一致時，便會發(fā)生扭轉共振，較大的共振載荷將直接影響汽車行駛平順性、乘坐舒適性和零部件使用壽命[2]。

目前已有學者開展車內轟鳴聲產生機理的研究工作[3，4]，但是對車身及車內聲腔模態(tài)研究的較多，針對傳動系扭振激勵引起的車內轟鳴聲研究較少。本文以某微車為研究對象，系統地研究傳動系扭振特性，在理論分析和仿真計算的基礎上提出整改方案，經試驗驗證所提方案對降低車內轟鳴聲效果明顯。

1 轟鳴聲的產生及控制

前置后驅車輛傳動系扭振引起車內噪聲主要有兩種途徑：一是轉速或扭矩波動引起傳動系中齒輪副的齒間沖擊，齒間沖擊噪聲透過箱體向車內輻射，此外，齒輪軸也會將受到的沖擊通過軸承傳遞給箱壁，激起箱壁的橫向振動，由此激發(fā)周圍空氣振動，產生噪聲并傳入車內；另一是轉速或扭矩波動通過主減速器齒輪副的耦合作用，導致后橋殼體產生繞半軸及主減速器輸入軸的回轉角振動，從而產生交變力，該激勵經后懸架傳遞至車身，誘發(fā)車身鈑金件振動，從而產生結構噪聲和空腔空氣噪聲[5]。

本文主要研究由主減速器齒輪副耦合作用產生的噪聲，且從控制激勵源的角度出發(fā)，設法降低扭振幅值，從而減小傳動系扭振向后橋——懸架——車身的傳遞，進而降低由扭振引起的車內轟鳴聲。

2 傳動系建模及分析

2.1 模型建立

對象車型搭載1.5 L直列四缸汽油機、五檔手動變速器。通過三維實體建模和計算獲取傳動系動力學參數，建立的對象車型19自由度扭振仿真分析模型如圖1所示，參數如表1所示。

圖1 傳動系當量系統圖

表1 傳動系扭振模型參數

2.2 扭振試驗

扭振測點應選在扭振響應較大且易于安裝測試設備的位置，因此選擇飛輪、變速器輸入端、傳動軸輸入端和主減速器輸入端四個測點，其中飛輪和變速器輸入端利用自帶齒盤，傳動軸輸入端和主減速器輸入端加裝84齒自主加工齒盤[6]。采用緩油門加速工況，在轉轂上進行扭振試驗，測點布置如圖2所示。

圖2 傳動系扭振測點布置示意圖

2.3 模型驗證

依據慣性力矩和彈性力矩相平衡的原則，建立系統自由振動的動力學方程組為

使用西南交大內燃機實驗室開發(fā)的TVCA軟件對式（1）進行求解。同時，對扭振試驗數據進行處理，采用高通濾波去除由于加速帶來的趨勢項，進行階次分析，可獲得主減速器輸入端測點2.0階扭振角速度隨發(fā)動機轉速變化曲線，如圖3所示。將2.0階扭振角速度峰值頻率與自由振動計算結果進行對比，見表2。

圖3 2.0階扭振角速度隨發(fā)動機轉速變化曲線

表2 傳動系扭振固有頻率計算與測試結果對比

建立傳動系受迫振動模型時，要在固有振動特性模型的基礎上引入阻尼和激勵，此時模型的動力學方程為

式中c為阻尼矩陣；θ˙為角速度向量；M為激勵力矩向量。

為了對式（2）進行求解，需要獲得對象車型的激勵力矩。傳動系存在多種激勵，如發(fā)動機激勵、齒輪沖擊激勵、萬向傳動激勵、路面激勵等。在傳動系扭振分析中，發(fā)動機激勵最為主要，因此，本文僅考慮發(fā)動機激勵而未考慮其它形式的激勵。發(fā)動機激勵包括缸內氣體燃燒產生的氣體力矩和曲柄連桿機構運轉產生的往復慣性力矩，往復慣性力矩可以根據部件結構參數計算得到，氣體力矩則需要示功圖，采用軟件模擬發(fā)動機運行工況是獲取示功圖的有效途徑。建立對象車型發(fā)動機GT-POWER模型，先仿真獲得發(fā)動機各典型工況的示功圖，發(fā)動機在2 600 r/ min工況下的示功圖如圖4所示。對已有的典型工況示功圖完成簡諧分析之后，得到各諧次氣體簡諧力矩隨平均有效壓力的變化規(guī)律，通常認為發(fā)動機簡諧力矩幅值與平均有效壓力具有3次方擬合關系[7]，利用擬合曲線即可得到負荷工況范圍內任意工況的各諧次簡諧力矩。

圖4 示功圖

觀察表2和圖3可知，傳動系扭振模態(tài)頻率的計算值與測試值誤差小于5%，受迫振動響應的計算值與測試值雖有差別但變化趨勢一致，尤其在本文所關注的低轉速段重合較好，由此說明模型參數是準確的，所建模型是有效的，可以用于傳動系扭振問題的研究。

飛輪端扭振響應的測試數據與計算結果對比如圖5所示。

圖5 飛輪端扭角幅值對比

3 降噪方案及驗證

主減速器是將傳動系扭轉振動轉化為后橋殼體線性振動的核心部件，也是扭振通過主減速器——后橋——懸架向車身傳遞這一傳遞路徑上的重要環(huán)節(jié)。從控制激勵源的角度出發(fā)，控制主減速器處的扭振幅值，可有效降低扭振激勵向車身傳遞，因此將主減速器處扭振幅值作為評價各方案有效性的標準。為了便于對比分析，將4檔原狀態(tài)（Baseline）主減速器輸入端的扭振角位移及其傳遞的扭振附加力矩與各改進方案放在一張圖中進行對比，扭振角位移計算結果如圖6所示，附加扭矩計算結果如圖7所示。

3.1 扭轉減振器

阻尼彈性減振器（TVD）的減振作用主要有兩個方面：一是靠減振器的阻尼來吸收系統的扭振能量；二是靠減振器的彈性元件及其所帶動的慣量來改變系統的臨界轉速。從表2中的數據可以看出，隨著檔位升高，傳動系扭振共振頻率變小，匹配TVD時應兼顧考慮各檔位，因此選擇53 Hz共振點進行減振器匹配設計，經過計算得到TVD慣量I=0.040 5 kg·m2，剛度K=4 486.69 Nm/rad。在模型中增加一個分支，用來計算傳動軸末端安裝阻尼彈性減振器后系統的扭振響應。從圖6、圖7中可以看出安裝TVD后，主減速器主動端扭角幅值及其傳遞的扭振附加力矩均有大幅降低，但在900 r/min附近的扭振響應仍較大。

3.2 雙質量飛輪

雙質量飛輪（DMF）突破了傳統離合器從動盤式扭轉減振器的限制，可以大幅調整兩級飛輪的慣量分配且減振彈簧可以在較大圓周內布置，通過采用小剛度的彈簧，使第二飛輪具有較大的極限工作轉角，可以有效隔離發(fā)動機轉速波動向后傳遞，從而改善傳動系扭振特性。根據雙質量飛輪參數的匹配原則[8]，經多次優(yōu)化，最終選定第一飛輪慣量為0.070 8 kg·m2，第二飛輪慣量為0.023 kg·m2，初級剛度為194.8 Nm/rad，次級剛度為773.5 Nm/rad。從圖6、圖7中可以看出匹配雙質量飛輪后，主減速器輸入端扭角幅值及其傳遞的扭振附加力矩均有大幅降低。由于安裝雙質量飛輪，將系統原來53 Hz共振頻率降到了工作轉速以下，但原來200 Hz的共振頻率降到了75 Hz，因此在2 300 r/min附近有新的共振峰值出現，通過多次優(yōu)化發(fā)現，該頻率無法消除，但可以通過調整阻尼參數控制其峰值。

圖6 主減速器輸入端扭振角位移

圖7 主減速器附加扭矩

3.3 效果驗證

對安裝阻尼彈性減振器（TVD）和雙質量飛輪（DMF）后的車內噪聲分別進行測試，并將噪聲總級測試結果與原始狀態(tài)（Baseline）進行對比，如圖8所示。

圖8 車內噪聲變化

安裝雙質量飛輪后，車內噪聲有明顯改善，在低轉速段噪聲幅值下降超過10 dB（A），主觀感受不到車內轟鳴聲；安裝阻尼彈性減振器也有良好的效果，但比雙質量飛輪稍差，未能將低速段轟鳴聲完全消除，這與計算結果是一致的。

4 結語

（1）對傳動系進行簡化，建立傳動系扭振當量系統模型并進行自由振動計算；利用仿真軟件建立對象車型發(fā)動機模型，獲取發(fā)動機激勵力矩，扭振測試驗證了模型的有效性；

（2）阻尼彈性減振器對扭振共振具有較好的控制作用，其設計思路明確，在一定程度上可改善傳動系扭振特性；雙質量飛輪可有效隔離扭振向后傳遞，抗扭振效果明顯。因此顯著改善整車NVH性能。但對已有傳動系進行雙質量飛輪匹配時，可能會產生新的共振頻率，可以通過控制阻尼參數將共振峰值降低到允許范圍以內；

（3）控制主減速器輸入端的扭振角位移幅值及其傳遞的扭振附加力矩幅值，可以有效控制扭振激勵向后橋—懸架—車身的傳遞，從而減小由扭振引的車內轟鳴聲。

[1]曾銳.汽車動力傳動系扭振分析及其對車輛振動影響研究[D].成都：西南交通大學碩士學位論文，2014.

[2]任麗麗，施善，劉友波.動力傳動系統扭轉振動的分析及控制[J].噪聲與振動控制，2014(3).

[3]王志亮，劉波，王磊.轎車轟鳴聲產生機理與分析方法研究[J].噪聲與振動控制，2008(2).

[4]趙靜，周鋐，梁映珍.轎車乘坐室轟鳴聲的分析與控制研究[J].汽車技術，2009(10).

[5]呂振華，馮振東，程維娜，梁恩忠.汽車傳動系扭振噪聲的發(fā)生機理及控制方法評述[J].汽車技術，1993(2).

[6]邱群虎，閆兵，李聰.測量齒盤齒數對扭振測量精度影響的研究[J].車用發(fā)動機，2007(10).

[7]周碩林，董大偉，閆兵.4100柴油機氣體簡諧力矩特性試驗研究[J].內燃機，2011(4).

[8]王登峰，宋繼強，劉波.汽車雙質量飛輪扭振減振器性能仿真分析與匹配[J].中國機械工程，2010(9).

Noise Control Method of Interior Booming Induced by Torsional Vibration of Driveline Systems

WANG Dong1,YAN Bing1,WANG Dong-liang2,WANG Yuan-wen1
（1.Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 2.ShanxiAutomobile Group Co.Ltd.,Xi'an 710200,China）

There exists an interior booming problem in a rear-drive minibus at low engine speed induced by the torsional vibration of the driveline system.In this paper,the mechanism of the torsional vibration’s effects on the interior noise was analyzed.Afterwards,an equivalent system of the driveline was established and its free vibration was calculated.Meanwhile,the simulation model of the engine was built to find the engine excitation torque and the forced vibration calculation was completed.In order to verify the model,an experiment of driveline torsional vibration measurement was conducted.The results from the simulation were compared with the measurement data.Then,the verified model was used to study the characteristics of the driveline torsional vibration.To reduce the torsional vibration amplitude of the rear drive and the torsional excitation transfer from the rear suspension system to the body,a series of solutions were proposed for torsional vibration control.Results of the real test show that this strategy for torsional vibration control can reduce the interior booming of the minibus at low engine speed effectively.This research may provide some

for similar engineering problems.

vibration and wave;minibus;driveline;torsional vibration;forced vibration;booming

TB533

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.018

1006-1355(2015)02-0073-04

2014－07－27

王東（1988－），男，黑龍江青岡縣人，在讀碩士研究生；研究方向：汽車振動與噪聲控制。E-mail:407954168@qq.com