某SUV車型在加速工況下動力扭振系統分析及優化

石 磊 趙 躍 宋恩棟

(上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心,上海 200438)

0 前言

汽車動力傳動系統主要由發動機、離合器、變速器、傳動軸、驅動橋和車輪等部件組成。在行駛過程中,發動機的扭轉激勵頻率與系統固有頻率接近時,傳動系統發生扭轉共振,易引起整車的轟鳴噪聲,變速箱的齒輪嚙合噪聲、后橋嘯叫等振動-噪聲-平順性(NVH)問題,當系統的扭振幅值到達一定程度時還會影響動力傳動系統各部件的工作可靠性和耐久性[1-3]。因此,近年來傳動系統扭振控制一直是整車NVH中的研究熱點,傳動系統扭振的控制也是整車NVH性能開發中的重要工作之一。

近年來,國內外關于傳動系統扭振問題研究的文獻較多。以往研究成果主要集中于對扭振模態分析角度,并未將發動機實際負荷考慮到扭振系統中來。通常的優化改進方法集中為：增大飛輪慣量、調整離合器阻尼和剛度、傳動系統增加扭振吸振器等傳統優化措施,最終方案的效果需要實車驗證,這種傳動系統的優化方法注重趨勢化分析,未將實際工程問題量化,問題解決方法較為單一,且會耗費較大的周期和試驗成本。

本文在傳統集中參數模型的基礎上,考慮到發動機全油門工況下不同轉速的發動機的負荷,建立了某SUV動力傳動系統扭振模型,計算分析了系統扭振的固有特性,并對傳動系統的模態貢獻量進行分析,分析了影響傳動系統的扭振模態關鍵零部件。根據傳動系統在發動機激勵下的響應,調整雙質量飛輪減振彈簧剛度、增加扭振減振器(TVD)、帶撓性盤離合器、離心擺式減振(CPVA)雙質量飛輪等,經過對比選出性能和成本較優的方案。

1 動力傳動系統扭振模型的建立與模態分析

1.1 扭振模態建模

選用的車型為后驅車型,動力傳動系包括發動機離合器、變速箱、傳動軸、后橋、輪胎。首先按照集中慣量法將系統簡化成等效的剛度和慣量,圖1所示為系統簡化后的傳動系統圖?？梢杂嬎愠鰝鲃酉到y的模態以及對應的陣型。

圖1 動力傳動系統扭振簡圖

1.2 模態分析結果分析

在200 Hz主要模態下傳統的單質量飛輪由于在設計中通常會有一階以離合器為振動節點的模態,頻率通常為40～60 Hz,處于發動機常用轉速內,易引起整車的振動和噪聲問題,為了解決這個問題,通常將飛輪一部分慣量分配到變速箱側,使這階頻率在發動機常用轉速之外通常降到20 Hz左右,如表1中的第二階模態。對于后驅車而言,通常會在70～120 Hz出現1個受變速箱和傳動軸影響的扭振模態,如圖2所示為某SUV車型6檔發動機在轉速2 400 r/min由傳動系統激勵引起整車車內轟鳴噪聲的問題。

表1 扭振模態及其敏感參數

圖2 車內噪聲和系統扭振對應曲線圖

2 加速工況動力傳動系統扭振模型建立與分析

2.1 扭振仿真分析建模

測量實車的節氣門全開(WOT)工況隨轉速變化的缸壓曲線,作為動力系統的系統激勵源,同時需要系統的發動機內部曲柄連桿機構的尺寸和質量參數、離合器的扭轉剛度和遲滯阻尼力矩、變速箱和傳動軸的均用等效的剛度和慣量參數。整車的阻力矩可按照經驗公式(1)和(2)計算得到輪胎滾動阻力矩Tf、空氣阻力等效阻力矩Tw,并分別施加在車輪和整車平動質量[4]。

式中：v為車速,單位為km/h;m為整車質量,單位為kg;g為加速度,為9.8 m/s2;r為輪胎滾動半徑,為0.34 m。

式中：v為車速,單位為km/h;A為汽車的迎風面面積,單位為m2;C為風阻系數,CA通常在0.6～0.9之間,這里取0.75;r為輪胎滾動半徑,取0.34 m。

2.2 仿真與試驗結果分析

對于動力傳動系統的扭振而言,由于系統的振動特性與系統輸入的激勵幅值的大小相關,工程上很少采用激振器和力錘法來測得扭振,而多是根據各個旋轉件在實車激勵狀態的響應峰值頻率來表征系統的扭振。后驅車通常會選取飛輪端、變速箱輸入軸、后橋輸入軸這三個位置作為扭振的測量點。飛輪端和變速箱輸入軸通常運用打孔方式,采用的傳感器為電磁傳感器,后橋輸入軸的扭振由光電傳感器測得。圖3為變速箱打孔扭振測試,圖4為后橋輸入端扭振測試。

圖3 變速箱打孔扭振測試

圖4 后橋扭振測試

由于直列4缸發動機以發動機二階激勵為主導,選取發動機二階的扭振響應作為系統對標的部分,圖5、圖6分別為飛輪端和后橋輸入端的發動機二階扭振對標分析。

圖5 飛輪端扭振對標

對比仿真和試驗結果,飛輪處的扭振加速度的峰值轉速在2 450 r/min對應的發動機二階頻率為81.6 Hz,扭振的幅值2 600 rad/s2,仿真狀態下發動機扭振的峰值為轉速2 430 r/min對應發動機二階頻率81

圖6 后橋輸入端扭振對標

圖6 后橋輸入端扭振對標Hz,扭振的幅值為2 550 rad/s2,扭振頻率相差0.7%,扭振的幅值的差異1.9%,試驗結果中后橋輸入端的扭振峰值轉速2 380 r/min對應的發動機的二階激勵頻率為79.3 Hz,扭振幅值為2 120 rad/s2,仿真狀態下的扭振峰值轉速2 450 r/min對應的發動機二階激勵頻率為81.7 Hz,幅值為2 130 rad/s2,仿真和試驗扭振頻率相差3%,幅值相差為0.5%。仿真和試驗的扭振頻率和幅值相差在5%以內,在仿真和試驗允許的誤差范圍內。

3 扭振性能改進方案

3.1 降低雙質量飛輪彈簧剛度

雙質量飛輪的減振彈簧通常都是多級剛度的,彈簧的工作行程范圍在設計之初就鎖定,后期對雙質量飛輪彈簧剛度進行調節只能在這個行程范圍內更改。此次扭振轉速對應扭矩為離合器第二級剛度,將雙質量飛輪區域為第二級剛度由16.5(N·m)/(°)下降至12(N·m)/(°)。后橋輸入軸的扭振峰值轉速沒有改變,后橋輸入端的扭振幅值由2 130 rad/s2下降至1 800 rad/s2,不滿足小于1 000 rad/s2的目標要求。圖7示出了雙質量飛輪減振彈簧剛度優化情況,圖8示出了雙質量飛輪彈簧剛度降低扭振優化效果。

3.2 選取CPVA式雙質量飛輪

CPVA式雙質量飛輪是在雙質量飛輪的次級飛輪和離合器蓋加上1個鐘擺式機構的新型雙質量飛輪,當次級飛輪一端產生扭轉振動時,安裝次級飛輪一端的鐘擺質量,由于慣性力的原因產生一個相反的運動來吸收由于發動機輸入變速箱的扭振激勵[5-6]。作用與動力吸振器類似,和動力吸振器主要差異是CPVA式雙質量飛輪在各個轉速段都能起到較大降幅的作用。選取CPVA 式雙質量飛輪,后橋扭轉的峰值轉速由2450r/min下降至2240r/min,后橋輸入端的扭振幅值由2130rad/s2 下降至800rad/s2,滿足小于1000rad/s2 的目標要求。圖9 為CPVA 雙質量飛輪,圖10為CPVA 雙質量飛輪扭振優化效果。

圖8 雙質量飛輪彈簧剛度降低扭振優化效果

3.3 選取撓性盤離合器

傳統的雙質量飛輪的摩擦盤為剛性盤,為了進一步提升雙質量飛輪的減振效果,可在摩擦盤增加減振彈簧,減振彈簧的剛度通常在50(N·m)/(°)左右,圖11為撓性盤摩擦盤,圖12為變更為撓性盤后的效果。整車的扭振峰值轉速由2 450 r/min下降到了1 450 r/min,整體的扭振幅值下降至520 rad/s2,滿足了小于扭振幅值小于1 000 rad/s2的目標要求。

圖11 撓性盤摩擦盤

圖12 撓性摩擦盤扭振優化效果

3.4 傳動軸增加TVD

TVD是工程中較為常見的解決扭振的方式,對于后驅車來說,考慮到安裝的方便性,通常將TVD安裝在后橋和傳動軸連接的法蘭處,圖13在后橋法蘭處增加對應的扭振頻率81 Hz后,扭振峰值轉速由2 450 r/min變成了2 200 r/min和2 700 r/min。對應的扭振幅值分別下降至了500 rad/s2和450 rad/s2,滿足扭振系統的扭振目標。圖14為傳動軸TVD扭振優化效果。

3.5 方案確認與實車驗證

從扭振角度對動力傳動系統的扭振進行優化,選取撓性摩擦盤、CPVA式雙質量飛輪或傳動系統增加TVD方案均能將系統的扭振優化至目標狀態,結合成本的考量最終選取傳動軸增加TVD和選用摩擦盤作為實車的驗證方案。最終實車驗證效果如圖15所示,TVD方案和撓性摩擦盤方案都可以在轉速2 400 r/min時降低噪聲,但是由于下撓性摩擦盤方案將系統的扭振降低至47 Hz對應的發動機二階轉速為1 450 r/min,增加了車內在1 450 r/min處的峰值抱怨,實車最終選擇傳動軸TVD方案作為最終的工程實施方案。

圖13 傳動軸TVD

圖14 傳動軸TVD扭振優化效果

圖15 最終試驗驗證車內噪聲優化結果

4 總結

針對后驅車動力傳動系統扭振激勵產生的轟鳴噪聲,分析了后驅車的動力傳動系統的扭振模態,以實車的缸壓數據作為扭振系統的激勵進行扭振系統的相應分析,并根據試驗結果對模型進行了校正,對標分析結果表明試驗模型精度在5%以內,可供后續實車問題的優化分析。

采取降低雙質量飛輪減振彈簧剛度、選用撓性摩擦盤、CPVA式雙質量飛輪、傳動軸增加TVD 4個不同方案優化動力傳動系統的扭振，最后根據每個方案是否滿足目標要求以及結合零件的成本推薦撓性摩擦盤和傳動軸增加TVD方案進行實車優化驗證，實車優化結果表明TVD方案在其余轉速段未產生新的噪聲抱怨，實車確定傳動軸TVD方案作為最終的解決方案。減少實車調試的周期和費用，對類似工程問題解決有一定借鑒指導意義。