后驱车传动系统扭转与弯曲振动的NVH性能

摘要：采用多体动力学理论建立后驱传动系统扭转振动分析的刚柔耦合模型，计算出传动系统各个档位扭转振动的固有频率和振型。传动系统的固有频率影响变速器敲击，并用NVH实验进行验证。系统谐响应分析和强迫振动分析结果通过传动系统扭振实验得到了验证。最后，采用模态综合法计算出传动轴系的弯曲模态，并与有限元法对比，得到较好的一致性。中间支撑刚度影响传动轴系一阶模态。关键词：振动与波；后驱传动系统；扭振；多体动力学；模态综合目前，后驱传动系统除了在货车卡车等得到应用外，中高级轿车，商用车也越来越多的采用，其NVH(Noise，vibration and Harshness)性能越来越受到消费者的重视。由传动系统低频扭转与弯曲振动所引起的变速器敲击(Rattle)噪声和车内轰鸣(Boom)等问题 日益成为国内外汽车传动系统NVH研究的热点 。对于后驱车的弯曲和扭转振动问题，多用实验的方法辨别出传动系与车身低频共振，之后用优化飞轮转动惯量，离合刚度与阻尼，采用挠性联轴节等系统匹配的方法解决。In—SooSuh 和JefOrzechowski采用激光测振仪测试分析与低频扭转和弯曲共振相关的车内轰鸣以及由此而产生的后桥主减齿轮啸叫问题 】。Chang—Kook Chae，Kwang—Min Won和Koo．Tae Kang分析影响齿轮敲击的原因，如变速器输入轴扭转角加速度，敲击灵敏度等，并提出相应的方法，达到满意的效果 。Yu~unE．Lee建立从传动轴到主减速器的有限元模型，优化了主减齿轮噪声 】。对于整个传动系统扭转振动分析，多采用分布质量和集中质量模型，分布质量模型计算精度高但更耗时，本文采用多自由度的弹簧集中质量模型。计算方法有Holzer法、传递矩阵法、系统矩阵法和多体动力学等方法。本文运用集中质量法建立传动系统多体动力学刚柔耦合模型，分析其扭转振动固有频率和振型，计算出系统谐响应和强迫振动响应，并与实验进行了对比，分析其对NVH性能的影响。另外，采用模态综合的方法，计算出传动轴系的弯曲模态，并与有限元法相比较结果有较好的一致性。1 多体动力学模型建立1．1 传动系统组成及模型简化后驱传动系统传动链较长，其一般由发动机曲轴、飞轮、变速器轴及齿轮系、传动轴系、主减速器、半轴、轮胎等主要的旋转件组成。由于传动系统中旋转部件的阻尼较小，忽略部件的结构阻尼影响，采用集中质量法对模型进行简化[7-8]计算出各个部件的转动惯量和扭转刚度，对系统进行分段离散化。本文采用有限元的方法对实体模型进行网格离散化，施加一定的扭矩，计算出扭转角度，继而计算出扭转刚度，以变速器输出轴为例，其有限元模型和扭转位移云图如图1、图2所示。      

1．2 传动系统多体动力学模型建立根据上述模型简化方法，计算出转动惯量和扭转刚度，并在Adams／view中建模，对传动轴和半轴单体进行离散化，生成模态中性文件(MNF)，导入到模型中，与相邻刚性部件对应节点相连接，建立刚柔耦合的多体动力学模型如图3所示。

上图模型中，①为发动机曲轴飞轮等效系统，②为变速器传动系，③为柔性传动轴，④为差速器传动系，⑤为柔性半轴，⑥为轮系，⑦为整车移动动能等效系统。2 传动系统扭振分析2．1 传动系统扭转固有频率计算传动系统的动力学方程

在式(3)中，[J]为系统转动惯量矩阵，[C] 为系统阻尼矩阵，[K] 为扭转刚度矩阵，[M] 为激励力矩矩阵，令 [C]=0和[M]=0，即

(4)式对应的特征方程为

其中 为系统对应的圆频率。根据图3所建立的多体动力学模型，求解方程(5)的特征值，档位齿轮挂入不同档位，变速器轴系转动惯量发生相应的变化，则系统转动惯量分布发生变化，计算系统的线性模态，得出随着档位变化的系统扭转模态频率如表1所示：

从表1可以看出，随着档位的变化，从倒档到五档，系统1、2、3阶模态固有频率依次减小，这是由于档位齿轮的变化改变了系统转动惯量的分布。系统1、2阶固有频率比较低，容易诱发车体的前后振动，主要与离合器的颤振有关；系统三阶模态频率对应的发动机2阶共振转速在常用转速范围内，容易发生共振，扭转角加速度比较大，也是变速器齿轮容易发生敲击的频率位置。2．2 系统模态振型图分析由式(4)所计算出来的圆频率对应的特征矢量是该固有频率对应的振型，以三档为例，根据振幅和相位的关系，画出系统第三阶扭振振型如图4所示。

在振型图中，振幅是0的点为节点，节点处振幅最小，扭转切应力最大。其他档位系统振型和三档振型一致，固有频率不同。2．3 实验分析对比为了验证传动系统三阶共振所导致的变速器敲击影响，一般情况，变速器拉索对变速器敲击噪声的传递贡献量较大，因此，在原状态下，只脱掉变速器拉索，隔离变速器敲击噪声中的一部分结构声，验证变速器敲击最严重位置的系统共振转速，以三档为例，测得车内驾驶员位置声压级随发动机转速变化的曲线如图5所示，相应的随发动机转速变化的语言清晰度如图6所示：

从图5和图6中可以看出，在脱掉变速器拉索之后，声压级在系统3阶频率对应的共振转速2 200 r／min附近有明显变小，而在其他转速变化较小；且由变速器敲击所导致的语言清晰度有较大提高，相对其他转速而言，2 200 r／min附近语言清晰度提高了10％。

2．4 传动系统扭振实验与CAE分析传动系统扭振实验方案如图7所示，采用扭振测试设备，用磁电传感器，分别测出飞轮启动齿圈，变速器输入轴齿轮和变速器输出轴常啮合齿轮位置电压信号，进过微分运算得到不同档位的扭转角加速度随发动机转速的变化曲线，测试得出三四五档工况下发动机飞轮、变速器输入轴和输出轴角加速度随发动机转速的变化曲线，其中，三档变化曲线如图7所示。

从图8可以看出，传动系统在不同档位，不同转速下出现相应的峰值，对应的发动机二阶主谐量共振频率如表2所示，与CAE计算所得频率相对差距较小。同时，在CAE仿真计算中，用拟合飞轮位置的试验数据作为系统强迫响应激励，计算出变速器输入轴和输出轴的角加速度波动，如图9所示。从图9可以看出，在各个档位的系统3阶固有频率位置，出现角加速度峰值，峰值大小与实验曲线基本一致。发动机二阶扭振850 rad／s ，变速器输入轴2阶扭振三档为900 rad／s ，四档为1 500 rad／s ，五档为1 450 rad／s。，各档扭振较发动机扭振均被明显放大。另外，在试验中，在三四五档位均在l 200r／min中心转速处有一宽频幅值，而在传动系统固有频率分析中，不存在相应的固有频率，可能是由于整个传动系统阻尼过大产生的。

3 传动系统弯曲振动分析传动系统除了自身的扭转振动外，由发动机激励、传动轴自身的动不平衡和万向节所产生的附加弯矩引起的传动轴弯曲振动，且易在后桥处与扭转振动相互耦合，产生耦合振动，严重影响后驱车的NVH水平，如传动轴系旋转阶次引起的轰鸣声。采用具有模态属性的柔性化传动轴模型，模态综合在一起，施加万向胡克副约束，进行模态分析，得到前几阶模态振型如图10所示。

此外，用有限元的方法对传动轴系进行模态计算，计算出的前几阶模态振型如图11所示。

从图10和图11可以看出，用模态综合法和有限元法计算得到一致的振型，固有频率对比如表3所示，从表中可以看出，用模态综合法计算所得到的传动轴固有频率与有限元法计算得到的固有频率相对差别较小，说明用模态综合法是可信的，且比有限元法要简单，不需要过多的约束连接。

传动轴系的1阶弯曲模态频率在常用转速范围内，且与车身1阶弯曲模态接近，易引起车内轰鸣，应着重控制其大小，远离发动机常用转速范围。传动轴中间支撑的刚度与其1阶弯曲模态频率直接相关，中间支撑刚度越大，1阶弯曲模态频率越高，如图12所示。所以，调节传动轴中间支撑的刚度可以调节传动轴系的模态频率，尽量使1阶模态频率在30Hz以下，避开发动机常用转速。另外，与传动系扭转模态分离，避免弯扭耦合共振。

4 结语(1)利用多体动力学理论对传动系统模型进行简化，建立传动系统扭振模型，计算出随档位变化的系统扭转模态，从倒档到五档，系统1阶扭转模态频率依次升高，2、3阶扭转模态频率依次减小，这是由于档位齿轮的变化改变了系统转动惯量的分布；(2)系统3阶模态频率对应的发动机2阶共振转速。在常用转速范围内，易发生共振，也是变速器齿轮容易发生敲击的频率位置；(3)由系统3阶共振放大所致的变速器敲击严重降低车内语言清晰度和声压级；(4)扭振实验与CAE强迫响应分析中，在系统3阶共振频率位置出现了明显的共振峰值；(5)采用模态综合的方法，计算出传动轴系的弯曲振动模态，与有限元的方法计算的结果基本一致，且传动轴系的1阶弯曲模态与中间支撑的刚度有关，刚度越大，频率越高，应适当调整中间支撑的刚度，使其低于30 Hz，避开发动机常用转速。作者：夏元烽 ， 李宏成 ， 唐 禹 ， 田 雄作者单位：(1．长安汽车工程研究院，重庆401120；2．汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室，重庆401120)

来源：噪声与振动控制