汽車傳動系扭振噪聲控制方法研究

張子珍

(煙臺汽車工程職業學院 學生處， 山東 煙臺 265500)

0 引言

不斷升級的汽車市場消費需求促使多用途汽車(MPV)行業得到快速發展，備受消費者青睞，目前汽車乘坐舒適性已成為衡量汽車性能的一項重要指標，而汽車在實際操作過程中產生的振動與噪聲會不同程度地影響舒適性，關于振動噪聲方面的相關法規也愈加嚴苛，如何有效地控制振動與噪聲一直是汽車生產廠商的關注與研究重點。本文主要針對多用途汽車存在的傳動系扭振噪聲問題，在建立動力傳動系模型的基礎上，對控制扭轉振動的方法進行了研究。以期為解決汽車的減振降噪問題提供參考。

1 設計分析

隨著多用途汽車市場占有率的不斷擴大，用戶對車輛的舒適性要求不斷提高，具有結構輕量化特點的多用途汽車在較大動力發動機的作用下，若不加以有效控制，會產生較大的振動噪聲。車輛在中低轉速下會出現較大的車內轟鳴聲，噪聲問題較為嚴重，而導致該噪聲的根源在于動力傳動系統的扭振。關于傳動系統扭振問題及相應解決方案方面的研究已經取得了一定的進展，現階段主要可劃分為兩大類解決方案：(1)主要通過扭轉減振器、雙質量飛輪等部件的加裝方法實現對傳動系統扭振的控制，這種方法通常需結合使用相應的附加子系統，進而增加了原傳動系統的使用成本及復雜程度，不利于車輛可靠性的提高；(2)另一種是對傳動系參數進行優化，傳統基于經驗及實驗分析的優化方法較為常用，對扭轉振動的優化主要通過改變傳動系中的靈敏參數來實現，但因受到不確定性的限制導致實際難以得到最佳的優化效果。本文在分析了某前置后驅汽車動力傳動系統扭振特性的基礎上，針對其存在的扭振問題，結合現有研究成果，基于理論分析和仿真計算，提出了一種綜合優化方案[1]。

2 傳動系建模及分析

傳統的前置后驅汽車普遍存在低轉速車內轟鳴聲問題，研究表明其主要使由傳動系扭振引起，傳動系的復雜程度較高，扭振所具有的固有頻率同外界激勵作用頻率一致時，會引起扭轉共振，當共振載荷較大時會直接影響到車輛的零部件及性能。為有效提高對車內轟鳴聲的控制效果，本文對某前置后驅汽車的傳動系扭振特性進行了系統地研究，在此基礎上進行建模與試驗分析。

2.1 模型建立與扭振試驗

該前置后驅汽車搭載1.5 L直列四缸汽油機，傳動系動力學參數采用三維實體建模并經過計算后得出，在此基礎上完成用于仿真分析的19個自由度扭振模型的建立，具體模型參數,如表1所示。

傳動系當量系統,如圖1所示。

表1 傳動系扭振模型參數

圖1 傳動系當量系統

采用緩油門加速工況，在轉轂上進行扭振試驗，共選用了具有扭振響應較大且易于測試優勢的4個扭振測點，即主減速器、變速器、傳動軸及飛輪，測點布置的示意圖[2],如圖2所示。

圖2 扭振測點布置示意圖

2.2 模型驗證

(1)

對上式采用TVCA軟件進行求解，通過階次分析，得到主減速器輸入端測點的扭振角速度變化曲線，如圖3所示。

圖3 扭振角速度變化曲線

再將其峰值頻率對比上述計算結果，如表2所示。

表2 傳動系扭振固有頻率對比結果

模態頻率測試值的誤差不超過5%[3]。

(2)

該方程需基于對象車型的激勵力矩完成求解過程，傳動系存在多種激勵，傳動系扭振分析主要需使用到其中的發動機激勵，具體由缸內氣體燃燒產生的氣體力矩和曲柄連桿機構運轉產生的往復慣性力矩構成，需結合運用示功圖和部件結構參數完成這兩種力矩的獲取，本文通過模擬發動機運行工況完成(2 600 r/min)的示功圖的獲取，如圖4所示。

圖4 示功圖

具體先建立發動機GT-POWER模型，再對典型工況進行仿真試驗。各簡諧力矩的變化規律則通過簡諧分析典型工況示功圖獲取，在此基礎上通過擬合曲線得到諧次簡諧力矩。受迫振動響應測試結果的變化趨勢同計算結果的一致性較好，并且在低轉速段具有較好的重合度，說明模型參數及所建模型準確有效，能夠滿足研究傳動系扭振問題的需求。飛輪端扭振響應的測試結果[3],如圖5所示。

圖5 飛輪端扭角幅值對比結果

2.3 轟鳴聲的產生及控制

由傳動系扭振引起的車內噪聲主要表現在：(1)傳動系中齒輪副在出現轉速或扭矩波動時，會受其影響導致齒間沖擊的出現，此時沖擊產生的噪聲會由箱體輻射到車內，并且受到沖擊的齒輪軸會導致箱壁的橫向振動及周圍空氣振動，進而產生噪聲；(2)后橋殼體受到波動的轉速或扭矩的影響會產生回轉角振動，并在輸入半軸及主減速器后產生交變力，遞至車身引起鈑金件振動，產生結構和空氣噪聲。本文通過降低扭振幅值使傳動系扭振的傳遞幅度得以有效降低，進而降低車內轟鳴聲[4]。

3 扭振優化

在完成建立傳動系統模型的基礎上，通過靈敏度分析傳動系統的參數實現主要影響參數的獲取，根據多目標優化思想優化扭振問題中的相關參數。

3.1 傳動系統參數優化

(1) 目標函數，針對變速器和主減速器兩個輸入端(分別對應下文的 Objective_1、2)，為了能夠在1 000～3 700 r/min內，得到幅值最小的二階扭振，分別由ω1～ω56表示角速度幅值，定義目標函數表達式如下。

y=min(ω1，ω2，…，ω56)(rad/s)

(2) 優化變量，選取上述7項關鍵參數作為優化變量，由x=(x1，x2，…，x7)表示。

(3) 約束條件，將原系統關鍵參數結合企業指定的參數變動范圍完成具體優化范圍的設置[5-6]，如表4所示。

表4 關鍵參數變化范圍

(4) 使用遺傳算法獲取優化結果，在 MATLAB 中完成動力傳動系統的程序編寫后，對7項關鍵參數采用遺傳算法進行優化。遺傳算法解集圖,如圖6所示。

圖6 遺傳算法解集圖

其中的第7組優化結果，如圖7所示。

圖7 第7組輸入端優化結果

從中選出降低效果較好的解，第7組降低了約26%，變量的具體數值與變化幅值，說明優化效果較好[7],如表5所示。

表5 優化解集

3.2 雙質量飛輪優化

加裝雙質量飛輪的模型在上述模型的基礎上，通過調整相應慣量及剛度參數即可得到，同樣對雙質量飛輪參數進行優化，目標函數與前文一致。

(1) 優化變量，由x=(x1，x2，x3)表示飛輪剛度、初級與次級飛輪慣量參數3個優化變量。

(2) 約束條件，所設置的優化范圍[8],如表6所示。

表6 參數優化范圍

(3) 優化結果，選出降低效果較好的解，第140組的優化結果,如圖8所示。

扭振峰值在1 600 r/min 附近消失，變量的具體數值，扭振幅值得到明顯降低，優化效果顯著,如表7所示。

圖8 優化結果

表7 優化解集

4 降噪方案及驗證

以主減速器處扭振幅值為標準評價各方案有效性，扭振角位移以及附加扭矩計算結果,如圖9所示。

檔位升高扭振共振頻率會隨之降低，使用阻尼彈性減振器(TVD)有效提高了對扭振能量的吸收效果，同時便于改變系統的臨界轉速，實際需基于對各檔位的充分考慮,完成對TVD的匹配，在匹配設計減振器時，選擇53 Hz共振點，據此計算得出TVD慣量和剛度，將TVD安裝于傳動軸末端后，結果表明扭角幅值及扭振附加力矩得到明顯降低，但扭振響應在900 r附近仍較大。雙質量飛輪(DMF)實現了對飛輪慣量分配有效調整，進而改善傳動系扭振特性，第二飛輪有效避免了發動機轉速波動的向后傳遞，匹配雙質量飛輪后，有效降低了主減速器扭振幅值，但出現了新的共振峰值，可通過調整阻尼參數對其峰值進行控制，車內噪聲有明顯改善，尤其是低轉速段噪聲幅值得以明顯降低，明顯減小了車內轟鳴聲，效果優于安裝TVD的效果[9]，如圖10所示。

圖10 車內噪聲變化

5 總結

本文通過建立扭振當量系統模型完成自由振動的計算，通過對象車型發動機模型的建立實現發動機激勵力矩的獲取，結合阻尼彈性減振器和雙質量飛輪的運用，實現了對扭振共振的有效控制及扭振向后傳遞的有效隔離，基于所構建的模型對傳動系扭振特性進行研究，有效降低了車身的扭振激勵，針對扭振性能受到傳動系統參數的影響，采用靈敏度分析法找出影響較大的參數，將其連同雙質量飛輪參數采用遺傳算法進行優化，通過對搜索過程的自適應控制實現最優解的求取，進一步改善了傳動系扭振特性，進而有效提高了抗扭振效果。試驗結果驗證了本文模型及控制方法的有效性，使低轉速車內轟鳴聲問題得到明顯改善，具有一定的實際應用價值。