林銀聚

(廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司， 福建 廈門 361023)

隨著客車發(fā)動(dòng)機(jī)功率的不斷提高和車輛結(jié)構(gòu)的輕量化設(shè)計(jì)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振問題越來越突出，成為客車振動(dòng)和噪聲的主要根源之一。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩向車輪傳遞過程中，會(huì)激發(fā)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)模態(tài)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)激勵(lì)頻率與傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)的頻率一致或接近時(shí)，便會(huì)使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生強(qiáng)烈而規(guī)律的扭轉(zhuǎn)共振，激勵(lì)被大幅放大，傳遞到車身,引起車內(nèi)轟鳴聲。在國(guó)內(nèi)商用車領(lǐng)域，對(duì)這一問題的研究尚處于起步階段,且多采用通過對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)的階次分析、模態(tài)分析、傳遞路徑分析等方法，確定噪聲的振動(dòng)來源及峰值產(chǎn)生原因[1-5]。本文也采用這一方法對(duì)某后置發(fā)動(dòng)機(jī)旅游客車開發(fā)中遇到的車內(nèi)轟鳴聲問題進(jìn)行研究，為類似問題的解決提供參考。

1 問題描述

某9 m后置發(fā)動(dòng)機(jī)旅游客車，配置直列6缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)， 6 擋手動(dòng)變速器。在4擋全油門加速過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1 400～1 500 r/min之間，車內(nèi)出現(xiàn)較明顯的車身抖動(dòng)和轟鳴現(xiàn)象，主觀評(píng)價(jià)車內(nèi)后排噪聲較大,并有明顯壓耳感。采用LMS Test.Lab多通道測(cè)試系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行客觀數(shù)據(jù)采集。為便于分析，截取4擋全油門加速行駛過程車內(nèi)后排噪聲聲壓級(jí)曲線，如圖1所示。由圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 452 r/min時(shí)，車內(nèi)后排噪聲出現(xiàn)峰值，達(dá)到81.22 dB(A)，客觀數(shù)據(jù)與主觀評(píng)價(jià)相符。通過FFT轉(zhuǎn)換，得到其噪聲頻譜圖[6-7]，如圖2所示，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1 450 r/min左右時(shí)，車內(nèi)轟鳴聲能量貢獻(xiàn)主要來自3階激勵(lì)頻率72 Hz。

圖1 車內(nèi)后排噪聲聲壓級(jí)曲線

圖2 車內(nèi)后排噪聲頻譜圖

2 原因分析

車內(nèi)轟鳴聲多為結(jié)構(gòu)噪聲，其控制方法大多是從噪聲的激勵(lì)源和傳遞路徑上進(jìn)行處理[8-9]。

2.1 激勵(lì)源分析

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振對(duì)后置發(fā)動(dòng)機(jī)車輛車內(nèi)振動(dòng)噪聲存在較大影響[10]，初步對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振進(jìn)行測(cè)試。測(cè)試全油門加速過程中變速器一軸在各擋位下的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)，其中扭振幅值最大的4擋一軸扭振頻譜和扭轉(zhuǎn)角速度曲線如圖3和圖4所示。由圖3可以看出，4擋的傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為72 Hz，與發(fā)動(dòng)機(jī)的三階模態(tài)頻率相同。分析圖4，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 450 r/min 附近出現(xiàn)角速度波動(dòng)峰值，最大扭振角速度達(dá)到6.1 rad/s。而且圖4變化趨勢(shì)與圖1變化趨勢(shì)較一致，均在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 450 r/min附近達(dá)到最大值，有明顯的強(qiáng)相關(guān)，因此，判斷全油門加速過程中在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 450 r/min附近，車內(nèi)出現(xiàn)的低頻轟鳴聲主要激勵(lì)源是：發(fā)動(dòng)機(jī)三階激勵(lì)頻率72 Hz與4擋狀態(tài)下的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)產(chǎn)生耦合共振所致。

圖3 4擋變速器一軸扭振頻譜

圖4 變速器一軸扭轉(zhuǎn)角速度曲線

2.2 傳遞路徑分析

根據(jù)上述分析，車內(nèi)轟鳴聲主要為低頻結(jié)構(gòu)振動(dòng)所致，所以不分析空氣傳遞路徑。針對(duì)本文問題，主要結(jié)構(gòu)傳遞路徑有：① 動(dòng)力總成—懸置—車架—車身—車內(nèi)聲腔；② 動(dòng)力總成—傳動(dòng)軸—驅(qū)動(dòng)橋—懸架—車架—車內(nèi)聲腔。

分別對(duì)車架、驅(qū)動(dòng)橋殼等主要結(jié)構(gòu)傳遞路徑的關(guān)鍵點(diǎn)振動(dòng)進(jìn)行響應(yīng)測(cè)試分析。根據(jù)測(cè)試結(jié)果，驅(qū)動(dòng)橋殼以Y向振動(dòng)最大，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 450 r/min左右時(shí)，在72 Hz附近出現(xiàn)峰值,達(dá)到2.45 m/s2，其頻譜如圖5所示。車架以X向振動(dòng)最大，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 450 r/min左右時(shí)，在72 Hz附近出現(xiàn)峰值，達(dá)到0.9 m/s2，其頻譜如圖6所示。對(duì)比圖2、圖5、圖6可以看出，驅(qū)動(dòng)橋殼和車架振動(dòng)頻譜與車內(nèi)噪聲譜的趨勢(shì)一致，因此，可判斷動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)較大的交變扭矩通過后橋主減嚙合力反作用在主減輸入軸軸承上，引起驅(qū)動(dòng)橋殼Y向振動(dòng)加劇，再經(jīng)過懸架傳遞到車架，而后引起車內(nèi)轟鳴聲。即上述②為引起全油門加速過程中車內(nèi)轟鳴聲的主要傳遞路徑。

圖5 驅(qū)動(dòng)橋殼Y向振動(dòng)頻譜

圖6 車架X向振動(dòng)頻譜

2.3 聲腔模態(tài)分析

通過試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，可獲得車內(nèi)聲腔模態(tài)。前四階聲腔模態(tài)表現(xiàn)為前后伸縮特征，頻率分別為17.93 Hz、37.76 Hz、57.23 Hz、67.40 Hz；第五階聲腔模態(tài)表現(xiàn)為前后伸縮、縱向和橫向交錯(cuò)的特征，頻率為74.20 Hz，與發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率耦合。

綜上得知，來自發(fā)動(dòng)機(jī)3階的激勵(lì)頻率72 Hz，與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)耦合共振，通過動(dòng)力總成—傳動(dòng)軸—驅(qū)動(dòng)橋—懸架—車架路徑傳遞至車內(nèi)，再與74.20 Hz聲腔模態(tài)產(chǎn)生耦合引起車內(nèi)轟鳴聲。

3 改善措施及驗(yàn)證

3.1 改善措施

將整車看作一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，驅(qū)動(dòng)橋主減輸入軸扭轉(zhuǎn)交變扭矩為其激振力，減小該交變扭矩，可改善車內(nèi)轟鳴聲。再?gòu)膫鬟f路徑分析，可采取以下改善措施：①調(diào)整離合器剛度和阻尼，衰減發(fā)動(dòng)機(jī)向變速器輸入軸扭振的傳播；②調(diào)整傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度等，以改變系統(tǒng)的固有頻率，使共振轉(zhuǎn)速避開工作轉(zhuǎn)速或常用工作轉(zhuǎn)速范圍[4]。

由于減小發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和調(diào)整離合器減振剛度需要對(duì)零部件結(jié)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整，周期太長(zhǎng)，不確定因素多，對(duì)已定型的車輛來說極難實(shí)現(xiàn)。所以，本次采用上述較為簡(jiǎn)單的措施②避開耦合共振頻率[11-12]。其優(yōu)點(diǎn)是周期短、成本低。

考慮空間結(jié)構(gòu)，最終確定方案：在變速器輸出端或驅(qū)動(dòng)橋輸入端增加一個(gè)慣量法蘭。首先臨時(shí)在變速器輸出法蘭外徑套裝不同質(zhì)量的圓盤，結(jié)合整車試驗(yàn)及主觀評(píng)價(jià)，最終加裝質(zhì)量為1.85 kg的圓盤(對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.25 kg·m2)，主觀評(píng)價(jià)車內(nèi)后排噪聲在各擋全油門加速時(shí)最低。由于套裝圓盤可靠性差，時(shí)間長(zhǎng)有脫落和斷裂風(fēng)險(xiǎn)，所以最后利用UG軟件設(shè)計(jì)一款質(zhì)量為1.85 kg、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.25 kg·m2的法蘭，安裝在變速器輸出法蘭與傳動(dòng)軸輸入法蘭之間，隨傳動(dòng)軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)。

3.2 方案驗(yàn)證

裝好慣量法蘭后，再測(cè)試全油門加速過程中變速器各擋傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振和車內(nèi)噪聲情況：1、2、3、5、6擋一軸扭振均無明顯峰值；4擋變速器一軸扭振峰值出現(xiàn)在50 Hz，避開了耦合共振頻率；72 Hz處扭振角速度降至0.24 rad/s；車內(nèi)低頻轟鳴聲現(xiàn)象主觀感受基本消失。在發(fā)動(dòng)機(jī)1 450 r/min處車內(nèi)后排噪聲為74.09 dB(A),相對(duì)原狀態(tài)降低了7.18 dB(A)，改善效果顯著。

4 結(jié)束語

本文基于“激勵(lì)源—傳遞路徑—響應(yīng)”的思路，分析車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生原因，最終通過增大傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的方法，將4擋狀態(tài)下的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)降低22 Hz，有效避開耦合共振頻率，車內(nèi)后排噪聲顯著降低，主觀評(píng)價(jià)良好。