微車FR型傳動系扭振中的驅動軸優化

康 強，何森東，李洪亮，吳昱東

(1.上汽通用五菱股份有限公司，廣西 柳州 545007，2中國汽車技術研究中心，天津 300300;3.西南交通大學 振動噪聲研究所，四川 成都 610031)*

0 引言

隨著人民生活水平提高以及汽車工業的發展，汽車NVH問題研究已經成為當前的熱點，其中，動力傳動系統扭振是造成汽車NVH問題的重要因素之一［1-2］.針對此類問題的治理措施有很多種，按照治理目標可以分為對振動源的治理、對振動傳遞路徑的治理以及對噪聲及振動接收對象的保護.驅動軸為動力傳動系扭振傳遞路徑的主要部件之一，對其進行合理的匹配優化，可有效調整傳動系的扭振固有特性，避免共振的產生.

本文針對某FR微車由動力傳動系扭振引致的低速車內噪聲與振動問題，建立了該車動力傳動系的扭振當量計算模型［3-4］，通過扭振當量模型分析了驅動軸的結構及剛度對傳動系扭振固有特性的影響，實現驅動軸的匹配設計，并最終從計算分析及測試分析對驅動軸的優化后效果進行了驗證.

1 問題描述

某FR微車，由于動力傳動系在發動機低轉速時(轉速在1 000～1 500 r/m之間)扭振劇烈，引起車內較大的噪聲與振動(車內振動與噪聲測試結果如圖1所示)，嚴重影響車輛的乘坐舒適性.

對其動力傳動系進行扭振測試后發現［5-6］，該車在發動機低轉速時，動力傳動系扭振非常劇烈，且在1 100、1 500 r/m附近存在峰值.

圖2為動力傳動系扭振測試結果，從圖中可以看出，該車動力傳動系在發動機低轉速時扭振較大，并造成了嚴重的車內噪聲與振動問題，必須對其進行治理.

圖2 動力傳動系扭振測試結果

2 驅動半軸剛度對傳動系扭振頻率影響分析

2.1 扭振模態數學模型

根據傳動系統的力學模型，由達朗貝爾原理，利用拉格朗日方程，建立動力傳動系n個集中質量的運動方程，其矩陣形式為:

此即無阻尼固有振動的特征方程.系統的第j階固有頻率λj和特征向量φj滿足實模態線性廣義特征值方程:

由式(3)可解得系統的固頻率λj和相應的實模態振型 φj.

2.2 動力傳動系扭振當量模型建立

由于汽車動力傳動系統是一個非常復雜的多體系統，為重點分析汽車傳動系統的扭轉振動，在進行計算分析時，將其實際結構轉換成一個由有剛度無轉動慣量的軸段以及有轉動慣量無剛度的慣量盤構成的多自由度系統，即實際傳動系的扭振當量系統.

根據該FR微車的動力傳動系及其將使用的雙質量飛輪的初設參數，如圖3所示建立該車動力傳動系的扭振當量計算模型.通過該模型，可以計算獲取動力傳動系的扭振模態信息以及在發動機激勵下動力傳動系的扭振響應.

圖3 動力傳動系扭振當量模型結構示意圖

2.3 動力傳動系各檔位自由振動計算結果

本文主要應用動力傳動系扭振當量計算模型，及時各檔位下傳動系自由振動扭振模態頻率如表1.

表1 動力傳動系扭振模態頻率

由動力傳動系扭振當量模型自由振動計算結果可以看出:所有檔位都存在一個頻率為37 Hz左右的扭振模態(第4階);針對第5階模態頻率，1 檔為68.8 Hz，2 檔為61.8 Hz，3、4、5 檔都在50 Hz附近.這兩階扭振模態最容易在關注轉速(發動機1000～1500 r/m)內被激發，而引起車內的噪聲與振動問題.

2.4 驅動半軸剛度與動力傳動系扭振模態頻率計算

為使第4階模態頻率盡量遠離敏感頻段，可對驅動半軸的剛度進行增強或減弱.利用動力傳動系扭振當量模型進行計算，得到動力傳動系第4階、第5階扭振模態頻率隨驅動半軸剛度的變化如圖4所示，為清晰顯示，圖中只顯示3、4、5檔扭振模態變化，其中第4階模態3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

圖4 各檔位4、5階扭振模態頻率隨半軸扭振剛度變化曲線

由計算結果可見:各檔位下4、5階扭振模態頻率與半軸剛度成正比，特別5檔第5階對半軸剛度變化尤其敏感.

2.5 動力傳動系扭振模態頻率與驅動半軸結構尺寸的關系

由于驅動半軸的長度由輪距決定，其長度變化范圍極其有限，故主要通過軸徑、截面形狀的設計來改變其扭轉剛度.具體設計方案分為兩種，一種是使用實心軸，通過軸徑的設計來改變其扭轉剛度;另一種是空心軸管，通過軸管內外徑設計來改變半軸扭轉剛度.

實心軸直徑變化各檔位4、5階扭振模態頻率變化如圖5所示.隨著直徑增加，模態頻率也不斷增高.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態變化，其中第4階模態3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

空心軸管內徑變化各檔位4、5階扭振模態變化如圖6所示(軸管外徑31 mm)，隨空心半軸內徑增加，其模態頻率不斷降低.圖中只顯示3、4、5檔扭振模態變化，其中第4階模態3、4、5檔頻率相同為同一曲線.

3 驅動軸優化方案減振效果

3.1 基于扭振當量模型的計算對比分析

綜合以上分析結果，結合工程應用環境，對驅動軸剛度進行調整，主要為增加剛度及降低剛度兩個方向，并代入當量模型中進行扭振自由振動及強迫振動計算分析，并將其分析結果與原車狀態進行對比.

從表2中可以看出，增加扭轉剛度方案，剛度提高33%，第4、5階模態頻率提高4～5 Hz.降低扭振剛度方案，剛度降低約33%，第4階模態頻率降低3 Hz、第5階模態頻率降低4～8 Hz.

表2 扭振模態頻率計算結果

3.2 車內噪聲與振動測試對比分析

根據驅動軸設計參數進行試制安裝，并對驅動軸剛度增加與降低前后車內的噪聲與振動進行測試對比分析.以3檔全油門加速工況測試結果進行對比，其余各檔位測試結果與此類似.

圖7 車內噪聲與振動測試對比

由圖7可以看出，應用驅動軸調整方案后，無論其扭轉剛度增大或降低，車內噪聲峰值1100 r/m左右均可有效降低6 dB(A)左右，車內振動在1000～1 500 r/m區間也有較大的降低.1 500 r/m左右峰值，車內前排座椅處噪聲降低3～4 dB(A)，但后排座椅處噪聲有所增大，分析可能原因為第5階扭振模態變化后與后部車身局部模態引起共振.總體來說與原車狀態相比，增大或降低驅動軸扭轉剛度，車內噪聲與振動隨轉速變化相對平緩，整車NVH性能有極大的提升，考慮軸系結構強度問題，最終采用軸管增大方案.

4 結論

(1)基于動力傳動系扭振當量計算模型，分析了驅動軸扭轉剛度及結構設計對傳動系扭轉頻率的影響，為驅動軸與整車匹配的工程設計應用提供了參考;

(2)提出了對驅動軸優化進行軸系扭振控制的方法，首先明確問題原因，然后建立動力傳動系扭振當量模型，運用CAE手段進行驅動軸的匹配分析，確定其設計參數，最后進行試制與實車的效果驗證.

［1］韓兵，蔡憶昔，張彤.功率分流混合動力傳動系統扭轉振動分析與剛度匹配［J］.農業機械學報，2011(6):12-15.

［2］周林，鄭四發，連小珉.加速工況下傳動系統扭轉振動分析［J］.振動工程學報，2010(6):601-605.

［3］張代勝，王浩.基于靈敏度分析的汽車動力傳動系扭振特性優化［J］.中國機械工程，2013(5):685-689.

［4］許在文，萬海橋，黃東東等.汽車傳動系扭轉振動建模與仿真分析［J］.合肥工業大學學報，2012，35(1):13-16.

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

［6］MILES T J，LUCAS M，HALLIWELL N A，et al.Torsional and bending vibration measurement on rotors using laser technology［J］.Journal of Sound and Vibration.1999，226(3):441-467.