某大型客车传动系加速扭振敲击问题分析与改进

马虎森，强登科，陈晓利，王 鑫

（陕西法士特汽车传动工程研究院，西安 710119）

0 引言

汽车传动系统是车辆行驶的主要动力来源，发动机、离合器、变速器、传动轴、后桥等构成了一个多自由度的旋转自由度系统，其扭转自由度模态频率与发动机激励重合就会引起传动系统的扭振。因此，旋转自由度扭转振动是影响车辆NVH性能的一个重要方面。且随着经济水平的快速发展，客户对驾乘舒适性要求也不断提升，整车开发与匹配节奏越来越快，在整车试验和市场上反馈的扭振问题越来越多[1，2]。扭振问题的解决也主要是从系统匹配角度来解决，双质量飞轮和动力吸振器[3～7]可避免或有效解决扭振问题，在乘用用车已有成熟应用；也有研究通过调整部件或离合器刚度和阻尼来解决扭振问题[8～10]；发动机的扭振激励是不可避免的[11]。对于大型客车传动系统实际扭振问题的解决还是存在很多限制和挑战。

具体问题具体分析，如何提出行之有效的解决方案并解决实际问题，是工程上经常面临的难题。本文针对改进某大型客车匹配6挡1500Nm手动变速器的后置后驱传动系挂4挡全油门加速过程中车内出现敲击异响问题，通过测试分析具体原因，并基于AMESim建立传动系扭振仿真模型，通过关键元件的刚度和惯量灵敏分析，确定在后桥端增加惯量盘方案，实车验证达到解决客户问题的效果，为实车NVH性能提升提供了很大帮助。

1 问题描述及测试诊断分析

某大型客车传动系匹配由330马力柴油发动机、6挡输入1500Nm的手动变速器和串联液力缓速器组成的动力总成，后置后驱，挂4挡全油门加速过程中在850～1050rpm车内振动噪声明显增大，主观感受存在明显齿轮敲击声。为进一步分析原因，开展了扭振和变速器壳体振动响应测试。

1.1 传感器布置

在发动机飞轮壳观察窗口盖处安装霍尔转速传感器测量发动机飞轮端转速，在变速器大壳窗口盖处（中间轴超速档齿轮对应位置）安装霍尔转速传感器测量变速器中间轴转速，在变速器壳体表面布置3向振动加速度传感器。具体位置如图1所示。

图1 转速和振动传感器安装位置

1.2 4挡测试结果分析

图2和图3扭振测试分析结果显示，发动机3阶激励引起传动系在47Hz频率处的扭转共振，850～1050rpm变速器中间轴换算至的一轴转速信号波动相对发动机明显增大。图4显示，变速器壳体振动加速度有效值在850～1050rpm出现明显峰值，峰值点转速约为940rpm，由式(1)计算得的发动机点火频率为47Hz，即传动系47Hz处频率存在共振。图5变速器壳体振动加速度三维频谱显示，变速器壳体在该转速段存在400～5000Hz的宽频带响应，即传动系扭振使得变速器内部齿轮产生了敲击。

图4 变速器壳体振动加速度有效值

图5 变速器壳体振动加速度三维频谱

其中，nMAX为振动加速度有效值峰值处对应转速，Ne为发动机缸数。

2 传动系扭振模型建立及仿真研究

2.1 扭转系统理论

根据传动系实际结构，可简化建立系统多自由度扭转运动微分方程：

按线性系统简化，忽略系统阻尼和外激励，由式(2)可获得系统的特征值方程：

由式(3)，可求解获得系统的各阶固有频率：

式(4)中：J为系统转动惯量矩阵；C为系统阻尼矩阵；K为系统扭转刚度矩阵；T为扭矩激励矩阵；θ为系统角位移矩阵；f为系统对应的扭振频率。

2.2 传动系统AMESim仿真建模

表1为系统仿真模型输入参数。在AMESim软件中完成变速器挂4挡的传动系系统扭振仿真模型，如图6所示。

图6 传动系AMESim扭振仿真模型

表1 4挡扭振仿真模型输入参数

2.3 系统扭振分析

由表1扭转模态频率仿真结果可知，3阶扭转模态频率46.4Hz，与实车测试结果47Hz接近。图7对应振型显示，离合器和半轴车轮处为振型节点位置，节点两边振动相位相差180°，两节点间（J2～J7）各部件振型相对明显。以发动机飞轮端实测转速作为输入进行系统时域仿真分析，图8时域仿真结果显示，4挡惯量J4（变速器中间轴）换算至J2（变速器一轴）转速在850～1050rpm出现明显峰值；对该转速段进行FFT，图9显示峰值频率为46.59Hz，与3阶扭转模态频率46.4Hz一致，验证了仿真模型的正确性。

表2 4挡扭转模态频率

图7 4挡传动系3阶扭转模态振型

图8 4挡J4换算至J2转速仿真信号

图9 4挡J4换算至J2转速共振处FFT

3 可行性方案及灵敏度分析

对于传动系统发动机3阶激励必然存在，因而对于系统共振，一方面通过系统刚度和惯量匹配使其固有频率避开常用转速区间的发动机3阶激励；一方面增加系统阻尼，通常增加离合器迟滞来实现。经前期实车验证增加离合器迟滞，可有效降低共振区转速波动，但高转速区间离合器隔振效果变差，车内噪声增加3～6dB(A)。因此，本文从根据系统刚度和惯量匹配入手解决4挡扭振敲击问题，考虑调整离合器刚度和系统惯量匹配；从整车布置考虑可在传动轴两端增加惯量，但变速器法兰端串联液力缓速器无空间增加，考虑在后桥法兰端增加。为此，首先进行两种方案的灵敏度分析以确定最优方案。

3.1 离合器刚度灵敏度分析

图10为离合器刚度灵敏度分析结果，离合器刚度减小系统模态频率降低，260Nm/°时对应系统模态频率为40.6Hz，对应共振点转速812rpm。离合器刚度降低会受到飞轮结合和传递扭矩能力限制，难以进一步降低。

图10 离合器刚度灵敏度分析结果

3.2 J6增加惯量灵敏度分析

在J6增加惯量，图11为其灵敏分析结果，惯量每增加0.1kg·m2，模态频率下移平均约2.3Hz（对应转速下降46rpm），惯量约增加量大于0.2kg·m2时，系统模态频率均小于40Hz。惯量增加至0.5kg·m2时，系统固有频率降低至35.8Hz，对应共振点转速716rpm。

图11 后桥增加惯量盘灵敏分析结果

4 方案设计与实验验证

由3中分析可以，J6处增加0.5kg·m2的惯量效果最优，本文考虑在后桥端设计增加惯量盘，方案更易于制造和实施，工程实施好，成本低。设计及安装如12所示，惯量盘直径400mm，厚度40mm，通过螺栓与后桥输入法兰连接，与传动轴法兰止口配合并通过螺栓连接。

图13～图16为整车试验验证测试及分析结果，可以看出传动系统的共振频率约在36Hz，对应峰值处转速722rpm。原车系统共振点转速为940rpm，根据整车需求将共振转速降至800rpm以下可满足使用要求。本文设计方案将共振转速将至721rpm。变速器3挡挂入4挡发动机转速通常在900～1000rpm以上，实车800rpm以上主观感受车内无明显振动噪声。

图12 后桥端惯量盘设计及安装

图13 发动机和变速器一轴转速时域信号

图14 变速器一轴转速三维频谱

图15 变速器壳体振动加速度有效值

图16 变速器壳体振动加速度三维频谱

5 结语

本文通过实验分析了加速扭振敲击产生的原因及系统对应的共振频率，并建立传动系统AMESim扭振仿真模型，分析结果与实验测试一致，验证了仿真模型的正确性，结合方案可行性进行了离合器刚度和惯量灵敏度分析，对最优方案后桥增加惯量盘的进行了实车验证。对整车传动系匹配和扭振问题的解决具有重要的指导意义。具体结论如下：

1）通过扭振测试或变速器壳体表面振动加速度分析，可以确定系统共振点的频率。

2）通过建立系统仿真模型，有助于问题原因分析并快速寻求有效解决方案。

3）减小离合器刚度有助于降低传动系统扭转模态频率，进而降低共振转速区间。

4）传动系统中增加惯量的方法同样可有效降低传动系统扭转模态频率，降低共振转速区间。