某前置后驅乘用車傳動系扭振模態理論計算及試驗測試

康強吳昱東鄧江華何森東

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司；2.西南交通大學；3.中國汽車技術研究中心）

某前置后驅乘用車傳動系扭振模態理論計算及試驗測試

康強1吳昱東2鄧江華3何森東3

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司；2.西南交通大學；3.中國汽車技術研究中心）

針對某前置后驅乘用車在一定發動機轉速范圍內產生車內轟鳴聲的現象，建立了該車傳動系統的扭振理論計算模型，獲取了傳動系統的扭振模態信息。進行了該車傳動系統扭振強迫振動計算分析與扭振測試，驗證了理論計算的準確性，并明確了該車低速轟鳴聲是由傳動系統扭振導致，進而可采取相關措施降低扭振幅值，避免低速車內轟鳴聲產生。

1 前言

前置后驅汽車傳動系統一般由發動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件都具有一定的轉動慣量及扭轉剛度，共同形成了一個扭轉振動系統,有著自身的固有振動特性。車輛在行駛過程中,發動機輸出扭矩的波動、傳動部件之間的沖擊力、行駛阻力等會使傳動系統產生扭轉振動,甚至出現扭轉共振現象。傳動系扭振引起的車內轟鳴聲（頻率為40～120 Hz[1,2]）通常由后橋主減速器處的扭振過大引起，強烈的扭振會使后橋發生俯仰和側傾，進而導致主減速器安裝點產生很大的動態力，根據主減速器安裝方式的不同，這些力通過副車架或直接作用到車身上。通過合理調整傳動系統扭振模態分布，使其避開發動機扭轉激勵敏感的轉速及避開后橋及懸架的關鍵模態，有利于降低扭振導致的車內轟鳴聲。相對于前置前驅汽車，前置后驅汽車車內噪聲對傳動系扭振更敏感，尤其在高擋位、低速下會產生很大的振動和轟鳴聲[3,4]。因此，本文針對某前置后驅汽車車內轟鳴聲的問題，建立了其傳動系統扭振模型，并通過扭振測試確認模態計算的準確性及車內轟鳴聲的來源。

2 傳動系統扭振當量模型的建立

以某前置后驅汽車為試驗車型，其不同擋位、全油門加速工況下測試得到的前排和后排總聲壓級如圖1所示。由圖1可看出，試驗車在3擋、4擋和5擋下行駛時，當發動機轉速約為1 200 r/min及1 500 r/min時均存在強烈的轟鳴聲，尤其當轉速為1 500 r/min時，車內噪聲主觀評價異常差。經分析可知，車內轟鳴聲主要由2階噪聲貢獻，并且根據經驗判斷是由于傳動系統的扭振引起。

式中，[I]、[C]、[K]、{θ}、{M}分別為轉動慣量、扭轉阻尼、扭轉剛度、扭轉角向量、激勵力矩向量。

對于扭轉振動的研究一般包含自由振動分析計算和強迫振動分析計算2部分。自由振動分析計算即式（1）右側激勵力矩矩陣為{0}，主要目的是確定系統自身的固有頻率和振型；強迫扭振則是計算軸系在干擾力矩作用下的扭轉振動幅值，當外界干擾力矩的頻率等于或接近系統固有頻率，且干擾力矩與扭振角位移相位相同時便發生扭轉共振，此時干擾力矩向系統輸入的能量最大。

根據試驗車傳動系統的基本結構及參數，將發動機曲軸到車輪的整個傳動系等效為17個自由度的扭轉振動模型，圖2為3擋對應的傳動系扭振當量模型。由于位于離合器后側的軸系運轉速度隨變速器擋位的改變而不同，且變速器內部不同擋位的齒輪嚙合位置也不同，故需按照不同擋位分別建立1擋～5擋的傳動系扭振當量模型。整個系統以曲軸轉速為基準，將各參數按傳動比進行轉換。其中3擋時各扭振元件等效轉動慣量和扭轉剛度如表1所列。

對傳動系統扭振特性的研究多采用分布質量或集中質量模型。分布質量模型計算精度高但更耗時[5]。為此，采用多自由度的彈簧集中質量模型，即根據系統動能和勢能保持不變的原則，將其簡化為無彈性的慣性盤和無質量的彈性軸組成的當量系統，建立相應的力學模型和數學模型[6]。與其它模型相比，當量模型具有參數關系清楚、計算簡單的優點，其動力學方程為：

表1 3擋下各扭振元件等效轉動慣量及扭轉剛度

3 傳動系統扭振模態計算結果

通過計算得到變速器各擋位下傳動系統自由扭振模態如表2所列。

表2傳動系扭振模態 Hz

由表2可知，傳動系統第1階、第2階模態頻率較低，容易誘發車輛的顫振；在3擋、4擋和5擋時，傳動系統第3階、第4階、第5階模態頻率對應的發動機第2階共振轉速在800 r/min（26.7×2/60）～1 626 r/min（54.2×2/ 60）之間，屬常用轉速范圍，容易誘發傳動系統共振，尤其是第4階、第5階對應的發動機轉速約為1 200 r/min（36.9×2/60）和1 500 r/min（52.5×2/60），這兩階扭振模態最容易在發動機低轉速（1 000～1 500 r/min）時被激發，從而引起車內噪聲與振動。

圖3為CN112傳動系統扭振第4階與第5階模態的振型，由圖3可看出，傳動系統第4階扭振模態節點位置位于離合器與驅動半軸處，車輪為振幅最大位置；第5階扭振模態節點也位于離合器與驅動半軸處，變速器及傳動軸為振幅最大位置。

4 傳動系統扭振角理論計算及測試

汽車傳動系統扭振的激勵源較多，包括發動機曲軸扭矩波動、萬向節非等速傳動導致的傳動軸非線性扭振、萬向節傳動輸出軸轉速波動激起的主減速器扭振、主減速器齒輪副嚙合誤差的主諧量、干摩擦式離合器在接合過程中的不均勻性、路面的隨機性（或周期性）變化以及汽車驅動輪的不平衡等，其中，發動機曲軸扭矩波動是扭振的主要激勵源[7]，因此，本文只考慮發動機激勵因素。

將發動機激勵力載入建立的扭振當量模型中進行扭振強迫振動計算，獲得的主減速器輸入端在各擋位下全油門加速的扭振響應如圖4所示。從圖4可看出，傳動系統扭振角位移及扭矩波動幅值基本表現為低轉速時幅值大、隨轉速升高幅值呈逐漸減小的趨勢，但是在發動機轉速為1 500 r/min（4擋、5擋）時出現明顯峰值，進而導致高擋位（4擋、5擋）、低速（約1 500 r/min）下車內產生強烈的轟鳴聲。

為驗證扭振計算結果的準確性，在整車轉鼓上對傳動系統扭振進行實車測試。試驗采用磁電式傳感器，分別測量飛輪啟動齒圈、變速器輸入軸齒輪、傳動軸輸入端和主減速器輸入端的扭振角速度隨發動機轉速的變化，測量位置如圖5所示。

在全油門加速工況下，3擋～5擋時的傳動系統扭振角速度測試結果如圖6所示。由圖6可看出，在發動機轉速約為1 500 r/min和1 200 r/min時，不同擋位下扭振角速度出現強烈扭振峰值，分別對應傳動系統第5階和第4階扭振模態，進一步說明所建立的扭振模型的正確性。后續可以利用該模型研究影響扭振模態的主要影響因素及將扭振幅值降低的有效措施。

5 結束語

建立了某車型傳動系統的扭振理論計算模型，進行了傳動系統扭振理論計算及扭振測試，驗證了理論計算的準確性，明確了該車低速轟鳴聲是由傳動系統扭振所導致，同時表明利用集中質量模型并獲得正確的傳動系統剛度和慣量參數，可以較準確地計算出傳動系統的扭振模態。后續可以利用該扭振模型研究影響扭振模態的主要因素，將扭振主要模態移出敏感范圍及采取相關措施降低扭振幅值。

1 Thomas Wellmann and Kiran Govindswamy.Aspects of driveline integration for optimized Vehicle NVH character?istics.SAE2007-01-2246.

2 Sung-Hwan Shin,Jeong-Guon Ih,Takeo Hashimoto, Shigeko Hatano.Sound quality evaluation of the booming sensation for passenger cars.Applied Acoustics.2009,70: 309-320.

3 Nobutaka Tsujiuchi,Takayuki Koizumi,Takuya Nagao.Vi?bration Transmission Analysis of Automotive Body for Re?duction of Booming Noise.SAE2011-01:1283-1289.

4 趙騫，鄧江華，王海洋.傳動系部件扭轉剛度對后驅傳動系扭振模態的影響.噪聲與振動控制.2011（5）:49～52.

5 章春軍.汽車傳動系統扭轉振動研究與實驗：[學位論文].成都：西南交通大學,2011.

6 何煦.某型轎車傳動系統扭轉振動的研究：[學位論文].上海：上海交通大學,2008.

7 呂振華，馮振東，程維娜，等.汽車傳動系扭振噪聲的發生機理及控制方法述評.汽車技術.1993（2）:1～4.

（責任編輯文 楫）

修改稿收到日期為2014年10月9日。

Theoretical Modal Analysis and Experimental Test of Torsional Vibration for a FR Passenger Car Drivetrain

Kang Qiang1,Wu Yudong2,Deng Jianghua3,He Sendong3
（1.SAIC-GM Wuling Automobile Co.,Ltd;2.Southwest Jiaotong University; 3.China Automotive Technology&Research Center）

To research the interior booming noise of a FR car occurring in a certain engine speed range,we build a theoretical model for drivetrain torsional vibration and obtain torsional vibration modal information.Then by means of forced vibration analysis and torsional vibration test,the accuracy of the theoretical calculation is verified.It is shown that the low speed booming noise of the car is caused by the torsional vibration of the drivetrain,therefore corresponding measures can be adopted to reduce amplitude of torsional vibration,and thus avoid low speed interior booming noise.

Passenger car,Interior noise,Drivetrain,Torsional vibration modal,Test

乘用車 車內噪聲 傳動系統 扭振模態 試驗

U463.2

A

1000-3703（2015）01-0040-04