某前置后驱乘用车传动系扭振模态理论计算及试验测试

康强吴昱东邓江华何森东

（1.上汽通用五菱汽车股份有限公司；2.西南交通大学；3.中国汽车技术研究中心）

某前置后驱乘用车传动系扭振模态理论计算及试验测试

康强1吴昱东2邓江华3何森东3

（1.上汽通用五菱汽车股份有限公司；2.西南交通大学；3.中国汽车技术研究中心）

针对某前置后驱乘用车在一定发动机转速范围内产生车内轰鸣声的现象，建立了该车传动系统的扭振理论计算模型，获取了传动系统的扭振模态信息。进行了该车传动系统扭振强迫振动计算分析与扭振测试，验证了理论计算的准确性，并明确了该车低速轰鸣声是由传动系统扭振导致，进而可采取相关措施降低扭振幅值，避免低速车内轰鸣声产生。

1 前言

前置后驱汽车传动系统一般由发动机、离合器、变速器、传动轴、后桥、半轴及车轮等组成，这些部件都具有一定的转动惯量及扭转刚度，共同形成了一个扭转振动系统,有着自身的固有振动特性。车辆在行驶过程中,发动机输出扭矩的波动、传动部件之间的冲击力、行驶阻力等会使传动系统产生扭转振动,甚至出现扭转共振现象。传动系扭振引起的车内轰鸣声（频率为40～120 Hz[1,2]）通常由后桥主减速器处的扭振过大引起，强烈的扭振会使后桥发生俯仰和侧倾，进而导致主减速器安装点产生很大的动态力，根据主减速器安装方式的不同，这些力通过副车架或直接作用到车身上。通过合理调整传动系统扭振模态分布，使其避开发动机扭转激励敏感的转速及避开后桥及悬架的关键模态，有利于降低扭振导致的车内轰鸣声。相对于前置前驱汽车，前置后驱汽车车内噪声对传动系扭振更敏感，尤其在高挡位、低速下会产生很大的振动和轰鸣声[3,4]。因此，本文针对某前置后驱汽车车内轰鸣声的问题，建立了其传动系统扭振模型，并通过扭振测试确认模态计算的准确性及车内轰鸣声的来源。

2 传动系统扭振当量模型的建立

以某前置后驱汽车为试验车型，其不同挡位、全油门加速工况下测试得到的前排和后排总声压级如图1所示。由图1可看出，试验车在3挡、4挡和5挡下行驶时，当发动机转速约为1 200 r/min及1 500 r/min时均存在强烈的轰鸣声，尤其当转速为1 500 r/min时，车内噪声主观评价异常差。经分析可知，车内轰鸣声主要由2阶噪声贡献，并且根据经验判断是由于传动系统的扭振引起。

式中，[I]、[C]、[K]、{θ}、{M}分别为转动惯量、扭转阻尼、扭转刚度、扭转角向量、激励力矩向量。

对于扭转振动的研究一般包含自由振动分析计算和强迫振动分析计算2部分。自由振动分析计算即式（1）右侧激励力矩矩阵为{0}，主要目的是确定系统自身的固有频率和振型；强迫扭振则是计算轴系在干扰力矩作用下的扭转振动幅值，当外界干扰力矩的频率等于或接近系统固有频率，且干扰力矩与扭振角位移相位相同时便发生扭转共振，此时干扰力矩向系统输入的能量最大。

根据试验车传动系统的基本结构及参数，将发动机曲轴到车轮的整个传动系等效为17个自由度的扭转振动模型，图2为3挡对应的传动系扭振当量模型。由于位于离合器后侧的轴系运转速度随变速器挡位的改变而不同，且变速器内部不同挡位的齿轮啮合位置也不同，故需按照不同挡位分别建立1挡～5挡的传动系扭振当量模型。整个系统以曲轴转速为基准，将各参数按传动比进行转换。其中3挡时各扭振元件等效转动惯量和扭转刚度如表1所列。

对传动系统扭振特性的研究多采用分布质量或集中质量模型。分布质量模型计算精度高但更耗时[5]。为此，采用多自由度的弹簧集中质量模型，即根据系统动能和势能保持不变的原则，将其简化为无弹性的惯性盘和无质量的弹性轴组成的当量系统，建立相应的力学模型和数学模型[6]。与其它模型相比，当量模型具有参数关系清楚、计算简单的优点，其动力学方程为：

表1 3挡下各扭振元件等效转动惯量及扭转刚度

3 传动系统扭振模态计算结果

通过计算得到变速器各挡位下传动系统自由扭振模态如表2所列。

表2传动系扭振模态 Hz

由表2可知，传动系统第1阶、第2阶模态频率较低，容易诱发车辆的颤振；在3挡、4挡和5挡时，传动系统第3阶、第4阶、第5阶模态频率对应的发动机第2阶共振转速在800 r/min（26.7×2/60）～1 626 r/min（54.2×2/ 60）之间，属常用转速范围，容易诱发传动系统共振，尤其是第4阶、第5阶对应的发动机转速约为1 200 r/min（36.9×2/60）和1 500 r/min（52.5×2/60），这两阶扭振模态最容易在发动机低转速（1 000～1 500 r/min）时被激发，从而引起车内噪声与振动。

图3为CN112传动系统扭振第4阶与第5阶模态的振型，由图3可看出，传动系统第4阶扭振模态节点位置位于离合器与驱动半轴处，车轮为振幅最大位置；第5阶扭振模态节点也位于离合器与驱动半轴处，变速器及传动轴为振幅最大位置。

4 传动系统扭振角理论计算及测试

汽车传动系统扭振的激励源较多，包括发动机曲轴扭矩波动、万向节非等速传动导致的传动轴非线性扭振、万向节传动输出轴转速波动激起的主减速器扭振、主减速器齿轮副啮合误差的主谐量、干摩擦式离合器在接合过程中的不均匀性、路面的随机性（或周期性）变化以及汽车驱动轮的不平衡等，其中，发动机曲轴扭矩波动是扭振的主要激励源[7]，因此，本文只考虑发动机激励因素。

将发动机激励力载入建立的扭振当量模型中进行扭振强迫振动计算，获得的主减速器输入端在各挡位下全油门加速的扭振响应如图4所示。从图4可看出，传动系统扭振角位移及扭矩波动幅值基本表现为低转速时幅值大、随转速升高幅值呈逐渐减小的趋势，但是在发动机转速为1 500 r/min（4挡、5挡）时出现明显峰值，进而导致高挡位（4挡、5挡）、低速（约1 500 r/min）下车内产生强烈的轰鸣声。

为验证扭振计算结果的准确性，在整车转鼓上对传动系统扭振进行实车测试。试验采用磁电式传感器，分别测量飞轮启动齿圈、变速器输入轴齿轮、传动轴输入端和主减速器输入端的扭振角速度随发动机转速的变化，测量位置如图5所示。

在全油门加速工况下，3挡～5挡时的传动系统扭振角速度测试结果如图6所示。由图6可看出，在发动机转速约为1 500 r/min和1 200 r/min时，不同挡位下扭振角速度出现强烈扭振峰值，分别对应传动系统第5阶和第4阶扭振模态，进一步说明所建立的扭振模型的正确性。后续可以利用该模型研究影响扭振模态的主要影响因素及将扭振幅值降低的有效措施。

5 结束语

建立了某车型传动系统的扭振理论计算模型，进行了传动系统扭振理论计算及扭振测试，验证了理论计算的准确性，明确了该车低速轰鸣声是由传动系统扭振所导致，同时表明利用集中质量模型并获得正确的传动系统刚度和惯量参数，可以较准确地计算出传动系统的扭振模态。后续可以利用该扭振模型研究影响扭振模态的主要因素，将扭振主要模态移出敏感范围及采取相关措施降低扭振幅值。

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 赵骞，邓江华，王海洋.传动系部件扭转刚度对后驱传动系扭振模态的影响.噪声与振动控制.2011（5）:49～52.

5 章春军.汽车传动系统扭转振动研究与实验：[学位论文].成都：西南交通大学,2011.

6 何煦.某型轿车传动系统扭转振动的研究：[学位论文].上海：上海交通大学,2008.

7 吕振华，冯振东，程维娜，等.汽车传动系扭振噪声的发生机理及控制方法述评.汽车技术.1993（2）:1～4.

（责任编辑文 楫）

修改稿收到日期为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

乘用车 车内噪声 传动系统 扭振模态 试验

U463.2

A

1000-3703（2015）01-0040-04