汽車加速扭轉(zhuǎn)共振問題的整改

戴聲良 楊麗群

（1.安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心；2.安徽交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院）

國內(nèi)外學(xué)者和專家對汽車動力傳動系的扭振問題進行了多方面的研究，文獻[1-2]從建立扭轉(zhuǎn)振動分析模型入手；文獻[3-4]著眼于從試驗測試角度來建立扭振的測試方法；文獻[5-6]對雙質(zhì)量飛輪消除扭振的機理做了分析和研究。雙質(zhì)量飛輪扭振減振器（簡稱DMF），對改善汽車駕駛舒適性有重要影響，但其核心技術(shù)在國外，產(chǎn)品依靠進口，開發(fā)周期長成本高。

1 加速扭振原因分析

文章以某款匹配1.9 L 柴油發(fā)動機的商務(wù)車為例，故障現(xiàn)象為：在3 擋和4 擋加速時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 700 r/min 左右有明顯的共振現(xiàn)象，車身內(nèi)尤其是后部有很強的共振產(chǎn)生，伴隨有強烈的“嗡嗡”共鳴聲，NVH 主觀評價結(jié)果得分為3+～4- 分，該現(xiàn)象定性為扭振，需要制定對策加以改進和提升。圖1 示出在3 擋全油門加速情況下，車內(nèi)4 個位置點（駕右、副左、后左及后右）測量的聲壓級隨轉(zhuǎn)速的變化圖。

該車匹配的1.9 L CTI 柴油機在低轉(zhuǎn)速下可輸出非常高的扭矩。在1 400 r/min 時，輸出扭矩達到200 N·m；在2 200 r/min 時，輸出扭矩最大達到280 N·m，扭矩輸出較大，造成發(fā)動機曲軸系統(tǒng)發(fā)生扭振，當(dāng)扭振頻率與整車其他系統(tǒng)如后橋、后懸架及傳動軸等零部件固有頻率重疊時，就會發(fā)生強烈的共振。從扭振的縱向傳遞路徑開始分析，整個動力傳動及底盤的結(jié)構(gòu)簡圖，如圖2所示。

扭振的主要傳遞路徑為：前部可以通過前懸置及支撐梁傳遞到車身，而中部可以從變速箱吊掛傳遞到車身，傳動軸中間軸承本身是旋轉(zhuǎn)部件并具備緩沖功能，激起強烈共振的可能性比較小，最后通過后橋到后懸架傳遞到車身。從測試結(jié)果看，車身后部的振動明顯高于前部，需要重點關(guān)注后橋及后懸架與車身連接部件的固有頻率。由轉(zhuǎn)速換算得出：可能引起共振的部件固有頻率在56.6 Hz 左右。

2 扭振的整改目標(biāo)

解決大多數(shù)傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動相關(guān)問題（不考慮費用和開發(fā)時間）的最好方法是使用雙質(zhì)量飛輪。但是在沒有匹配雙質(zhì)量飛輪的條件下，需要找到解決扭轉(zhuǎn)共振問題的方法，主要有2 條思路：一是調(diào)整動力傳動系本身的扭振固有頻率，將扭振固有頻率與發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速下對應(yīng)的激振頻率錯開，使其位于發(fā)動機高轉(zhuǎn)速以上或低于怠速轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的頻率區(qū)域；二是將扭轉(zhuǎn)共振吸收和隔離。最好的方法是從源頭將扭轉(zhuǎn)消除，無論是哪種思路均要使整車的NVH 主觀評價達到6 分以上，才可以進行量產(chǎn)。

3 扭振問題整改過程及效果驗證

3.1 后懸部件固有頻率

通過在后懸部件上粘貼振動加速度傳感器，主要對后橋總成、下擺臂總成、后穩(wěn)定桿總成及后橫拉桿總成進行X/Y/Z 3 個方向的錘擊試驗，對它們的固有振動進行調(diào)查。其中下擺臂的固有頻率為67.27 Hz，后橋的固有頻率為43.81 Hz（由于后橋質(zhì)量太大，力錘無法有效激振，難以分析），后橫拉桿帶諧振塊為49.2 Hz，不帶諧振塊為59.71 Hz，后穩(wěn)定桿為70.38 Hz。后橫拉桿的固有頻率結(jié)果，如圖3 所示。下擺臂固有頻率結(jié)果，如圖4 所示。

由圖3 和圖4 可見，后橫拉桿的固有頻率（59.71 Hz）與共振頻率（56.6 Hz）相近，整車的扭轉(zhuǎn)共振主要由于發(fā)動機的扭振與后懸架的橫拉桿產(chǎn)生共振造成。

3.2 扭振的整改驗證

3.2.1 發(fā)動機扭矩輸出調(diào)試

在空調(diào)關(guān)閉的行駛工況下，修改ECU 的程序，下調(diào)在1 400～2 000 r/min 的供油量，每次下調(diào)可控燃油噴射量的最小單位為0.1（相當(dāng)于5 mg），共調(diào)試10 次，依次降低扭矩輸出，整個過程呈現(xiàn)出慢慢好轉(zhuǎn)的效果，表1 示出第1 次與最后一次供油量調(diào)整對扭振影響的對比情況。從表1 可以看出，供油量調(diào)整后，扭振有明顯改善，但共鳴聲依然存在，同樣因1 400～2 0 00 r/min的燃油量減少，扭矩輸出減小，損失相當(dāng)部分動力性，在市區(qū)駕駛時，有動力不足的風(fēng)險，會引起客戶抱怨。

表1 供油量的調(diào)整對扭振的影響

3.2.2 傳動軸撓性與剛性聯(lián)軸器

將原設(shè)計的剛性聯(lián)軸器換成帶橡膠的撓性聯(lián)軸器，降低扭轉(zhuǎn)剛性并增加扭轉(zhuǎn)的緩沖效果，改變扭轉(zhuǎn)頻率，并裝車進行主觀評價。橡膠彈性聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)速一般設(shè)計在3 000 r/min 以內(nèi)。此時應(yīng)用撓性聯(lián)軸器的目的，除了承受不對中力之外，更重要的是以吸收軸系的振動、降低噪聲及調(diào)頻為主[7]。更換為撓性聯(lián)軸器后評價結(jié)果有改善，主觀感覺振動能量及共鳴聲變小，效果有所提升。圖5 和圖6 分別示出剛性與撓性聯(lián)軸器實物圖。

3.2.3 懸置及懸架襯套硬度調(diào)試

將后懸架上下擺臂襯套、彈簧上隔墊以及減振器上下連接襯套的肖氏硬度降低10 度，主觀評價無改善也無變差，說明后懸襯套剛度對共振不敏感，從側(cè)面看出通過后懸架傳遞的能量較小。理論上，襯套加硬也不會有效果。同樣對變速箱支撐梁與車身安裝的橡膠墊及發(fā)動機懸置本身橡膠硬度降低也均無任何效果。

3.2.4 懸置及懸架部件的配重

由于后橫拉桿的固有頻率在59.71 Hz，參與整車的共振，于是通過改變后橫拉桿的配重和改型，改變拉桿本身的固有頻率。分別將后橫拉桿配重1.3，6.8 kg，如圖7 所示，以及改成圓鋼提高后橫拉桿的整體剛性，如圖8 所示，進行對比測試。

當(dāng)后橫拉桿配重1.3 kg，組合剛性聯(lián)軸器時，扭振略有改善，但配合撓性聯(lián)軸器時，扭振無變化；當(dāng)配重增加到6.8 kg 時，組合撓性聯(lián)軸器時效果依然不明顯。同樣對變速箱支撐梁進行配重測試時，也未取得效果。

3.2.5 離合器扭振減振器的調(diào)試

離合器中的扭振減振器主要由彈性元件和阻尼元件組成，彈性元件用來降低傳動系的扭轉(zhuǎn)剛度和扭振頻率，阻尼元件用來減小振幅。柴油汽車通常采用2 級或3 級非線性扭振減振器，來提高避免共振的能力[8]。扭振減振器剛度可以作為調(diào)諧傳動系第2 階扭振模態(tài)的參數(shù)。由于第2 階扭振模態(tài)對于后驅(qū)車內(nèi)轟鳴聲很敏感，可以根據(jù)需要，調(diào)整扭振減振器扭轉(zhuǎn)剛度，以使第2 階扭振模態(tài)調(diào)整到對扭振不敏感的轉(zhuǎn)速[9]。調(diào)試4 組不同阻尼與剛度的離合器，評價效果，如表2 所示，表2中方案5 為現(xiàn)有設(shè)計基準(zhǔn)值，經(jīng)調(diào)試，共振明顯減小。從表2 可以看出，彈簧的剛度越小，滯后扭矩（阻尼）越大，離合器減振效果越好。其中方案1 理論上和實際裝車評價，減振效果均是最好的。

表2 不同離合器方案對扭振的影響

最終選擇方案1 的離合器組合匹配2 種傳動軸與變速箱的聯(lián)軸器時，發(fā)現(xiàn)與剛性聯(lián)軸器組合時，3 擋的扭振效果能達6 分，但4 擋的扭振效果只能達4+分；匹配撓性聯(lián)軸器時，3 擋和4 擋的扭振效果均能達到6 分。通過試驗測得改進前后在3 擋與4 擋的扭矩波動值與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系圖，如圖9 和圖10 所示，從圖9 和圖10 可以明顯發(fā)現(xiàn)，當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 700 r/min 時，扭振能量得到了大幅度地衰減，扭矩的波動也變得很小和平緩，說明改進措施有效。

4 結(jié)論

文中的匹配縱置柴油發(fā)動機的商務(wù)車，因低速扭矩輸出較大，產(chǎn)生了動力傳動系的扭振，扭振產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速為1 700 r/min，與整車后懸架部件產(chǎn)生了強烈的共振，振動傳遞到車身，引起了車內(nèi)尤其是后部較高分貝的共鳴噪聲。在沒有雙質(zhì)量飛輪的條件下，通過離合器的剛度和阻尼的調(diào)試加上撓性聯(lián)軸器的應(yīng)用可解決扭轉(zhuǎn)共振問題。事實表明，相對于發(fā)動機內(nèi)部的扭振能量，后懸架參與共振的能量并不大，這也是文章嘗試從后懸橫拉桿解決扭振問題不甚理想的原因。因此，在振動源頭將其消除是解決NVH 問題最有效的手段。