某乘用皮卡傳動(dòng)系轟鳴研究及優(yōu)化

繆明學(xué)，鐘秤平，聶思源，徐高新，陳清爽，袁志遠(yuǎn)

（1.330001 江西省 南昌市 江鈴汽車股份有限公司；2.330001 江西省 南昌市 江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

0 引言

汽車性能是衡量汽車質(zhì)量的重要指標(biāo)，隨著汽車消費(fèi)群體年輕化及汽車產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，客戶對(duì)車輛的舒適性及靜謐性的要求越來(lái)越高。乘用型皮卡是皮卡消費(fèi)升級(jí)和品質(zhì)提升的重要品類，后懸掛類型對(duì)皮卡的舒適性有重要影響。多連桿結(jié)構(gòu)有效過(guò)濾道路低頻振動(dòng)，進(jìn)而提升車輛舒適性，但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與后橋連接桿件較多，傳動(dòng)系振動(dòng)傳遞路徑更為豐富，增大了傳動(dòng)系振動(dòng)噪聲問(wèn)題控制難度。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)傳動(dòng)系引起的轟鳴問(wèn)題進(jìn)行了大量分析研究，刁坤等[1]通過(guò)優(yōu)化車身頂蓋橫梁結(jié)構(gòu)、降低傳遞路徑靈敏度優(yōu)化傳動(dòng)系轟鳴問(wèn)題；王東等[2]采用雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)改變傳動(dòng)系扭振頻率，進(jìn)而優(yōu)化傳動(dòng)系引起的轟鳴問(wèn)題，但是雙質(zhì)量飛輪成本較高，高端車型才會(huì)采用。

汽車車內(nèi)除了正常的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、風(fēng)噪聲等，還存在很多異樣的噪聲，如傳動(dòng)軸引起的車內(nèi)噪聲、進(jìn)氣系統(tǒng)引起的車內(nèi)噪聲等。而車內(nèi)的低頻轟鳴聲會(huì)在車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動(dòng)，引起人耳不適，甚至出現(xiàn)頭暈、惡心等癥狀[3]。

本文對(duì)某國(guó)Ⅵ乘用皮卡加速1 450 r/min 轟鳴問(wèn)題開展研究，通過(guò)主觀駕評(píng)及客觀數(shù)據(jù)分析，確認(rèn)轟鳴是發(fā)動(dòng)機(jī)2 階為主貢獻(xiàn)，借助CAE 傳動(dòng)系扭振及模態(tài)分析模型，采用激勵(lì)源、路徑、響應(yīng)模型分析方法[4]，鎖定問(wèn)題根本原因并且提出有效的解決方案。

1 傳動(dòng)系轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理及常用控制方法

進(jìn)氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)均會(huì)引起車內(nèi)轟鳴問(wèn)題，對(duì)進(jìn)氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)產(chǎn)生的NVH 問(wèn)題，國(guó)內(nèi)主機(jī)廠均有較成熟的控制技術(shù)及解決方案。傳動(dòng)系包含了發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、傳動(dòng)軸、后橋等復(fù)雜系統(tǒng)，并且子系統(tǒng)之間匹配技術(shù)難度較高，尤其是后驅(qū)車型更為復(fù)雜，圖1 為本文研究對(duì)象全油門加速過(guò)程中車內(nèi)主駕噪聲圖，圖中斜線為階次，顏色越深代表噪聲能量越強(qiáng)，越容易引起駕乘人員不舒適。

圖1 車內(nèi)轟鳴噪聲彩圖Fig.1 Inner noise colormap data

傳動(dòng)系引起的轟鳴聲具有低頻特性，頻率在200 Hz 以下，后驅(qū)車型傳動(dòng)系在200 Hz 以下存在較多的固有頻率，在動(dòng)力總成、傳動(dòng)軸、后橋等激勵(lì)下極易引起結(jié)構(gòu)共振[5]。發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)內(nèi)部存在往復(fù)慣性力及缸體內(nèi)周期性壓力引起曲軸扭矩波動(dòng)，經(jīng)離合器/液力變矩器、變速箱、傳動(dòng)軸及橋傳遞波動(dòng)，在扭轉(zhuǎn)模態(tài)處產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，通過(guò)懸掛系統(tǒng)、車架傳至車身，引起車身鈑金振動(dòng)進(jìn)而輻射至車內(nèi)產(chǎn)生轟鳴。另外，發(fā)動(dòng)機(jī)的往復(fù)慣性力或者發(fā)動(dòng)機(jī)主階次還會(huì)激勵(lì)傳動(dòng)軸模態(tài)或傳動(dòng)系模態(tài)，振動(dòng)進(jìn)一步放大傳遞至車身產(chǎn)生轟鳴。傳動(dòng)軸的動(dòng)不平衡也是傳動(dòng)系激勵(lì)之一，如果動(dòng)不平衡力不能有效控制在較低水平，車輛在高速工況下極易產(chǎn)生轟鳴聲。圖2 是基于源、路徑、響應(yīng)模型建立傳動(dòng)系引起轟鳴的路徑及常用控制方法。

圖2 傳動(dòng)系轟鳴產(chǎn)生機(jī)理及控制方法Fig.2 Mechanism and control method of driving system roar

激勵(lì)源：（1）發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力是振動(dòng)源頭，可通過(guò)平衡軸降低該力，但由于成本高，柴油車型應(yīng)用較少，并且還會(huì)增大油耗及怠速噪聲；（2）DMF、離心擺、TVD 及慣量環(huán)可有效降低發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)，DMF 和離心擺對(duì)低頻扭轉(zhuǎn)振動(dòng)改善明顯[2]，傳動(dòng)系特定扭振頻率問(wèn)題可采用TVD 降低傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)[6-7]；（3）傳動(dòng)軸動(dòng)不平衡量可通過(guò)傳動(dòng)軸本身臺(tái)架、傳動(dòng)軸與對(duì)手件輕重點(diǎn)匹配裝配技術(shù)及角度安裝進(jìn)行控制。

傳遞路徑：（1）發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率高達(dá)200 Hz，傳動(dòng)系及傳動(dòng)軸模態(tài)和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率需進(jìn)行解耦，尤其是后驅(qū)車型驅(qū)動(dòng)總成剛體模態(tài)一定需要避開發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)模態(tài)及傳動(dòng)軸模態(tài)，但是由于傳動(dòng)系及傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)導(dǎo)致無(wú)法100%解耦，因此需要在前期設(shè)計(jì)預(yù)留吸振器的空間；（2）提升傳動(dòng)軸的支撐剛度及驅(qū)動(dòng)模塊采用隔振措施。

響應(yīng)：提高車身彎扭剛度，降低車身靈敏度[8]。

2 虛擬樣車整車轟鳴仿真分析預(yù)測(cè)

后驅(qū)車型開發(fā)階段，傳動(dòng)系扭振及傳動(dòng)系模態(tài)分析非常重要，可以對(duì)整車轟鳴進(jìn)行預(yù)測(cè)并且提供優(yōu)化方案，縮短物理樣車調(diào)教周期。本文對(duì)某乘用皮卡傳動(dòng)系扭振及模態(tài)進(jìn)行了研究及分析，該皮卡搭載2.3 T 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)及8AT 變速箱，后懸掛匹配多連桿結(jié)構(gòu)。應(yīng)用集中質(zhì)量模型對(duì)該皮卡傳動(dòng)系進(jìn)行簡(jiǎn)化，利用能量守恒原則建立當(dāng)量化等效模型，將每個(gè)系統(tǒng)等效為集中慣量單元、彈簧單元、阻尼單元[9-10]。每個(gè)子系統(tǒng)根據(jù)以上簡(jiǎn)化方法進(jìn)行等效，該皮卡等效后參數(shù)如表1 和表2 所示。

表1 傳動(dòng)系扭振關(guān)鍵參數(shù)表Tab.1 Key parameters of torsional vibration of driveline system

表2 變速箱各擋位關(guān)鍵參數(shù)表Tab.2 Key parameters of each gear of transmission

根據(jù)表1、表2 簡(jiǎn)化參數(shù)建立傳動(dòng)系扭振分析模型如圖3[11]所示，各擋傳動(dòng)系扭振模態(tài)如圖4所示，該車型扭振頻率分布在46～50 Hz。

圖3 傳動(dòng)系扭振仿真分析模型Fig.3 Torsional vibration CAE model of driveline

圖4 皮卡各擋位傳動(dòng)系扭振模態(tài)Fig.4 Torsional vibration modes of each gear driveline of a pickup

后橋模態(tài)是后驅(qū)車型產(chǎn)生整車轟鳴的關(guān)鍵因素，因此后橋模態(tài)控制尤為重要。為提前識(shí)別該皮卡傳動(dòng)系帶來(lái)的轟鳴風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)虛擬樣車進(jìn)行后橋模態(tài)仿真分析，后橋Pitch 模態(tài)仿真結(jié)果為46.4 Hz，如圖5 所示，仿真結(jié)果顯示傳動(dòng)系扭振與后橋Pitch 模態(tài)耦合，顯示整車轟鳴風(fēng)險(xiǎn)較大。

圖5 多連桿后橋Pitch 模態(tài)Fig.5 Multi-link rear axle Pitch mode

3 傳動(dòng)系統(tǒng)與懸掛系統(tǒng)模態(tài)分離控制

為提升整車舒適性，國(guó)內(nèi)車企乘用皮卡后懸掛系統(tǒng)大多數(shù)采用多連桿結(jié)構(gòu)，如圖6 所示。皮卡車型后橋模態(tài)的研究是皮卡車輛NVH 性能關(guān)鍵控制因子之一，其中模態(tài)試驗(yàn)及模態(tài)分析技術(shù)在NVH領(lǐng)域已經(jīng)是必不可少的技術(shù)。

圖6 多連桿和板簧皮卡后懸掛系統(tǒng)Fig.6 Rear suspension of multi-link and spring

模態(tài)分析是將主振型對(duì)應(yīng)模態(tài)坐標(biāo)替代物理坐標(biāo)，使得坐標(biāo)耦合方程組解耦成獨(dú)立的微分方程組，進(jìn)而得到系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)。假設(shè)分析對(duì)象為N 自由度線性彈性振動(dòng)系統(tǒng)，其振動(dòng)運(yùn)動(dòng)微分方程為[12]

式中：[M]、[C]、[K]——系統(tǒng)N 階質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣；{u＂（t）}、{u'（t）}、{u（t）}——系統(tǒng)N 階加速度、速度、位移響應(yīng)矩陣；{F（t）}——系統(tǒng)N 階激勵(lì)力。

對(duì)式（1）進(jìn)行拉氏變換可得

式中：Mr——模態(tài)質(zhì)量；Cr——模態(tài)阻尼；Kr——模態(tài)剛度；φr——各階模態(tài)振型；r——模態(tài)振型數(shù)。

從模態(tài)分析公式及后懸結(jié)構(gòu)可以得出，多連桿整體式橋Pitch 模態(tài)比板簧結(jié)構(gòu)橋高，并且落在常用轉(zhuǎn)速范圍，容易引起整車轟鳴問(wèn)題，本文研究對(duì)象的多連桿整體式橋Pitch 模態(tài)為46.4 Hz，如圖5 所示，同平臺(tái)后懸為板簧結(jié)構(gòu)后橋Pitch 模態(tài)為30.4 Hz，如圖7 所示。

圖7 板簧后橋Pitch 模態(tài)Fig.7 Spring rear axle Pitch mode

由于動(dòng)力總成方案及整車動(dòng)力性需求無(wú)法從源頭改變傳動(dòng)系扭振頻率及幅值，需從路徑降低振動(dòng)傳遞。仿真結(jié)果顯示推力桿襯套動(dòng)剛度降低50%，后橋Pitch 模態(tài)為37.64 Hz，如圖8 所示，與傳動(dòng)系扭振頻率滿足避頻要求，但是推力桿襯套剛度對(duì)動(dòng)態(tài)性能影響較大，需物理樣車確認(rèn)貢獻(xiàn)量。

圖8 推力桿襯套剛度降低后橋Pitch 模態(tài)Fig.8 Rear axle Pitch mode of reducing bushing stiffness

4 物理樣車加速轟鳴問(wèn)題主客觀確認(rèn)

4.1 主觀駕評(píng)

物理樣車駕評(píng)問(wèn)題確認(rèn)，AT 柴油乘用車型4、5、6、7、8 擋均存在轉(zhuǎn)速為1 450 r/min 時(shí)整車轟鳴且伴隨振動(dòng)，主觀評(píng)估5.5 分，經(jīng)過(guò)NVH 專業(yè)團(tuán)隊(duì)駕評(píng)，初步鎖定與路面激勵(lì)無(wú)關(guān)，與傳動(dòng)系激勵(lì)強(qiáng)相關(guān)。

4.2 客觀數(shù)據(jù)采集

結(jié)合主觀駕評(píng)結(jié)論，對(duì)目標(biāo)車進(jìn)行客觀數(shù)據(jù)采集。利用專業(yè)的振動(dòng)噪聲數(shù)采及LMS 分析軟件，噪聲測(cè)點(diǎn)為主駕，振動(dòng)測(cè)點(diǎn)為后橋、傳動(dòng)軸中間支撐、推力桿主被動(dòng)端，傳動(dòng)系還布置了扭振采集信號(hào)，測(cè)試工況為5、6、7、8 擋，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 250～2 500 r/min 全油門加速。目標(biāo)車5 擋噪聲測(cè)試數(shù)據(jù)如圖9 所示，問(wèn)題轉(zhuǎn)速在1450 r/min，和主觀駕評(píng)結(jié)論完全對(duì)應(yīng)，再?gòu)目陀^數(shù)據(jù)提取發(fā)動(dòng)機(jī)2 階、4階發(fā)現(xiàn)，1 450 r/min 轟鳴由發(fā)動(dòng)機(jī)2 階為主貢獻(xiàn)，目標(biāo)車是四缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，由階次計(jì)算式（4）可得轟鳴頻率為48.3 Hz。根據(jù)該車型前期傳動(dòng)系扭振及后橋仿真分析結(jié)果，推斷是傳動(dòng)系扭振頻率與后橋模態(tài)耦合引起整車轟鳴。

圖9 全油門加速車內(nèi)噪聲客觀數(shù)據(jù)Fig.9 Objective data of interior noise at full throttle acceleration

式中：f——頻率；n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；τ——發(fā)動(dòng)機(jī)階次。

4.3 加速轟鳴問(wèn)題分析

根據(jù)以上結(jié)論，重點(diǎn)分析目標(biāo)車2 階噪聲及2階振動(dòng)客觀數(shù)據(jù)，傳動(dòng)系2 階扭振及后橋2 階振與轟鳴問(wèn)題強(qiáng)相關(guān)，如圖10 所示。為進(jìn)一步鎖定問(wèn)題原因，應(yīng)用工作變形模態(tài)分析手段得出后橋ODS模態(tài)為48.3 Hz，如圖11 所示，測(cè)點(diǎn)如圖12 所示。基于以上客觀數(shù)據(jù)分析結(jié)果可得，1 450 r/min 整車轟鳴是傳動(dòng)系扭振頻率與后橋Pitch 模態(tài)耦合產(chǎn)生共振導(dǎo)致的，經(jīng)過(guò)多連桿傳遞至車架，最后傳遞至車身輻射至車內(nèi)引起轟鳴。

圖10 車內(nèi)2 階噪聲與傳動(dòng)系2 階振動(dòng)數(shù)據(jù)Fig.10 Inner 2nd noise and 2nd driveline vibration

圖11 后橋ODS 模態(tài)Fig.11 Rear axle ODS mode

圖12 后橋ODS 測(cè)點(diǎn)Fig.12 Rear axle ODS measuring points

5 優(yōu)化方案選擇及驗(yàn)證

優(yōu)化該問(wèn)題從以下2 個(gè)方向進(jìn)行：（1）改變傳動(dòng)系扭振頻率及降低扭振幅值，但傳動(dòng)系硬件已完成選型及相關(guān)試驗(yàn)，若改變傳動(dòng)系扭振頻率，需對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱重新選型及試驗(yàn)，投入大、周期長(zhǎng)，無(wú)法滿足項(xiàng)目開發(fā)周期；或者選擇傳動(dòng)系增加48 Hz TVD，改變特定傳動(dòng)系扭振頻率，但是TVD成本較高；（2）改變后橋Pitch 模態(tài)，避開與傳動(dòng)系扭振頻率耦合。根據(jù)前期仿真結(jié)果，降低后橋推力桿襯套動(dòng)剛度50%，后橋Pitch 模態(tài)可降至37 Hz，通過(guò)樣件改制降低推力桿襯套后，后橋Pitch 模態(tài)為42.5 Hz，如圖13 所示，整車優(yōu)化效果明顯。如圖14 所示，主觀評(píng)估6.75 分，但是動(dòng)態(tài)性能評(píng)估降低推力桿動(dòng)剛度后，表現(xiàn)轉(zhuǎn)彎過(guò)程上下車體出現(xiàn)非線性跟隨，主觀評(píng)估從7 分降低至5.5 分，綜合整車舒適性的相互影響，項(xiàng)目不建議該方案。

圖13 推力桿降剛度后橋ODS 模態(tài)Fig.13 Reducing bushing stiffness rear axle ODS mode

圖14 降低推力桿襯套剛度整車優(yōu)化效果Fig.14 Reducing bushing stiffness vs base inner 2nd order noise

由于降低襯套剛度方案對(duì)動(dòng)態(tài)性能影響很大，需要在傳動(dòng)系扭振方面采取措施改變傳動(dòng)系扭振頻率，TVD 就是為了解決傳動(dòng)系特定頻率扭振問(wèn)題，該問(wèn)題中心頻率為48.3 Hz，因此選取48 Hz TVD方案進(jìn)行整車驗(yàn)證，TVD 安裝位置如圖15 所示，傳動(dòng)系2 階扭振頻率及幅值均存在明顯降低，如圖16 所示，整車噪聲改善效果如圖17 所示，主觀評(píng)估7分，最終通過(guò)傳動(dòng)系增加TVD優(yōu)化該轟鳴問(wèn)題。

圖15 TVD 安裝位置Fig.15 TVD installation position

圖16 傳動(dòng)系2 階扭振前后對(duì)比數(shù)據(jù)Fig.16 Driveline 2nd torsional vibration data

圖17 TVD 方案優(yōu)化前后車內(nèi)2 階噪聲Fig.17 TVD vs base inner 2nd order noise

6 結(jié)語(yǔ)

本文對(duì)傳動(dòng)系引起整車轟鳴進(jìn)行了機(jī)理研究及分析，結(jié)合仿真預(yù)測(cè)及客觀數(shù)據(jù)分析提出了解決乘用皮卡傳動(dòng)系引起轟鳴問(wèn)題的優(yōu)化方向及措施：

（1）基于有限元分析方法及傳動(dòng)系扭振分析模型，對(duì)整車加速轟鳴問(wèn)題進(jìn)行預(yù)測(cè)并且提供了優(yōu)化方向及措施；（2）對(duì)加速轟鳴問(wèn)題進(jìn)行詳細(xì)主觀評(píng)估及客觀數(shù)據(jù)采集，確定了轟鳴問(wèn)題主要貢獻(xiàn)能量，通過(guò)階次分析技術(shù)確定了問(wèn)題頻率，為后期問(wèn)題排查及優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)；（3）結(jié)合客觀數(shù)據(jù)，鎖定了轟鳴產(chǎn)生原因，通過(guò)前期仿真預(yù)測(cè)及優(yōu)化方案快速進(jìn)行整車驗(yàn)證及評(píng)估，同時(shí)兼顧動(dòng)態(tài)性能，選取高性價(jià)比方案對(duì)轟鳴問(wèn)題進(jìn)行改善。通過(guò)優(yōu)化方案前后對(duì)比，客觀數(shù)據(jù)顯示對(duì)問(wèn)題頻率范圍的優(yōu)化效果非常明顯，主觀評(píng)估優(yōu)化后完全可接受，為整車加速車內(nèi)轟鳴問(wèn)題提供了優(yōu)化方向。