前置后驱MPV动力传动系统扭振分析及优化

2023年12月11日发(作者：17年速腾二手车价格)

前置后驱MPV动力传动系统扭振分析及优化

叶年业;李佳家;傅银泽;杨晓

【摘 要】为解决前置后驱MPV车辆扭振问题,利用CAE分析软件建立车辆传动模型并重现车辆扭振现象,并对模型进行自由振动及强迫振动分析,获得影响车辆扭振的敏感性参数/部件并进行优化.通过分析可知引起车辆扭振的主要因素为发动机二阶激励频率与传动系统二阶固有频率相当,可通过调谐传动系统的二阶固有频率来减小车辆的扭振.根据传动系统二阶主振型可知,离合器及变速箱输入轴是影响传动系统二阶固有频率的主要因素,通过使用大转角摩擦离合器或双质量飞轮可有效减小变速箱输入端的角加速度,减小车辆扭振.

【期刊名称】《机械设计与制造》

【年(卷),期】2018(000)010

【总页数】4页(P236-239)

【关键词】前置后驱MPV;传动系统;扭振;大转角离合器;双质量飞轮

【作 者】叶年业;李佳家;傅银泽;杨晓

【作者单位】上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西 柳州 545007;上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西 柳州 545007;上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西 柳州

545007;上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西 柳州 545007

【正文语种】中 文

【中图分类】TH16;TB53;U46 1 引言

车内和车外的噪声大部分源于车辆动力总成及其传动系统的振动。从振动角度上看，弯曲振动、扭振以及弯扭耦合振动是车辆动力传动系统振动的主要形式，而扭振是汽车结构振动和噪声的主要根源，也是大部分车辆出现故障的主要原因[1-2]。当传动系统的固有频率与发动机、路面以及由于车轮不平衡产生的周期性扭振激励频率接近或重合时，传动系统便会发生扭振。在扭振过程，传动系统局部区域将会产生较大的集中应力，振幅急剧增大，引起变速器敲齿、传动部件发生撞击和后桥异响等，严重时变速器齿轮发生扭振性疲劳断裂、传动轴系损坏，导致动力传递异常中断，同时传动系统的扭振还可能引起车身的垂向和纵向振动[3-4]。

根据发动机在车辆的布置方式及驱动方式，可以分为前置全驱（FWD）、前置后驱（F-RWD）、中置后驱（RWD），无论何种布置方式，车辆的动力传递路径均为发动机、飞轮、离合器、变速器、万向节、主减速器、差速器、半轴、车轮等。相对于前置前驱、中置后驱，前置后驱车辆具备良好的操纵性能、加速性能、售后维修等，是MPV的主要运用方式之一[5-6]。但在相同车辆长度的情况下，前置后驱车辆的动力传动路径更长及复杂，往往需3节传动轴才能将发动机动力传递到后轮，动力传递路径的各零部件之间相互作用，更容易引起耦合，也即更容易发生扭振[6-8]。

本研究基于现有的本企业某前置后驱MPV车辆产品，从系统角度出发建立传动系统的扭振特性仿真分析模型并进行扭振现象复现，并通过离合器等部件的优化来解决车辆行驶过程由于扭振而产生的轰鸣声问题。

2 动力传动系统建模

本研究拟采用集中质量法对前置后驱MPV的动力传动系统进行建模，即将实际模型简化为具有一定转动惯量的刚性圆盘加上只有弹性而无惯量的等效圆轴，简化前后系统各部件关于弹性扭转的动能和势能不变。之后将简化获得的转动惯量等参数带入商用软件进行系统性的扭振特性分析。

2.1 发动机轴系建模及分析

发动机轴系扭振模型的建立主要为确认动力传动系统激励源的准确性，同时用于模拟系统周期性的激励变化。本前置后驱MPV车辆匹配的为1.5L自然吸气发动机，构建的扭振模型如图1所示，模型包含缸压曲线、闭环控制转速负载等参数。

图1 发动机轴系扭振模型Fig.1 Torsional VibrationModel of Engine Shaft

对模型进行频域计算，获得的发动机点火顺序、有效输出扭矩，如图2、图3所示。从图2、3可知，发动机的点火顺序为1-3-4-2，发动机有效输出扭矩在（100～150）N·m 之间（转速（1000～5500）r/min），与发动机实际较为吻合。

图2 发动机点火顺序Fig.2 Engine Ignition Order

图3 发动机有效扭矩输出Fig.3 Engine Effective Torque Output

图4 发动机飞轮与皮带轮角度差Fig.4 Angle Difference of Engine Flywheel

and Belt Pulley

发动机飞轮与曲轴皮带轮的角度差，如图4所示。从其阶次分析图可知，二阶谐次是影响发动机轴系扭振的关键因素，其最大角度波动为 0.25deg（1000～5500）r/min，满足 AVL、Ricardo等公司的推荐标准（0.5deg）。同时对模型进行自由振动模态分析，发动机轴系的一阶固有频率为346Hz，贡献量最大的为发动机前端的皮带轮。二阶固有频率为693Hz，大于6谐次的发动机共振频率值600Hz（4缸发动机的主谐次通常考虑2、4、6阶），可认为其影响不大。

2.2 传动系统建模及分析

根据车辆动力传递路径，建立的车辆扭振分析模型，如图5所示。模型在原发动机轴系模型基础上添加了离合器、变速箱、万向节、主减速器、差速器、后桥等模块，发动机轴系模块作为传动系统激励源。 图5 MPV车辆动力传动系统扭振模型Fig.5 Torsional VibrationModel of MPV

Drive System

对车辆动力传动系统扭振模型进行自由振动的频域计算（车辆常用档位3档），其各阶固有频率及主振型图如图7所示，传动系统的前 7 阶固有频率分别为：26.1Hz、34.9 Hz、65.4 Hz、82.4 Hz、269.1 Hz、342.2 Hz、599.1 Hz。由于传动系第 8 阶固有频率为691Hz，大于发动机6谐次共振频率600Hz，不用考虑。从图6可知，除了传动系统6阶固有频率外，发动机对传动系统扭振的影响不大，而6阶次时，传动系的固有频率与发动机固有频率相当，此时发动机对系统的振动影响较大。

图6 动力传动系统固有频率及主振型Fig.6 Natural Frequency and Main Modal

Shapes of VehicleDrive System

3 动力传动系统扭振综合分析

3.1 动力传动系统扭振理论分析

发动机各阶谐次频率的计算公式，如式（1）所示。

式中：f—谐次频率，Hz；n—发动机转速，r/min；i—谐次。

本研究发动机为自然吸气汽油机，其通常运行转速为（1000～6000）r/min，带入公式 1，其各阶谐次频率，如表 1 所示[5-6]。把车辆动力传动系统的固有频率（2.2节计算获得）带入式1，结合表1发动机谐次频率范围，其对应的发动机转速，如表2所示。

表1 发动机各阶谐次频率Tab.1 Engine Order Frequency发动机谐次 1 2 3 4 5

6频率（Hz） 16.7～100 33.4～200 50.1～300 66.8～400 83.5～500 100.2～600 表2 发动机各阶谐次频率对应转速Tab.2 Engine Speed in Order Frequency传动系统阶次 传动系统固有频率（Hz）对应发动机谐次对应发动机转速（r/min）1

26.1 1 1566 2 34.9 1、2 2094、1047 3 65.4 1、2、3 3924、1962、1308 4

82.4 1、2、3、4 4944、3708、2472、1236 5 269.1 3、4、5、6 5382、4036、3229、2691 6 342.2 4、5、6 5133、4106、3422 7 599.1 6 5991

由于MPV车辆在3档实际运行时，发动机的转速通常不超过2500r/min。根据表2可知车辆传动系统的1、2、3、4阶固有频率对应的发动机转速，均有落在2500r/min以内，而且对应发动机的2、4主谐次。同时发动机轴系的一阶固有频率为346Hz（2.1节计算获得），对应发动机的谐次为4、5、6，且对应的转速为5190r/min、4152r/min、3460r/min，均大于2500r/min。

因此，从理论上分析可知，发动机轴系对传动系统的扭振影响不大，而发动机的激励频率则对传动系统的扭振影响较大，将存在共振的危险。

3.2 动力传动系统扭振计算分析

对车辆动力传动系统扭振模型进行强迫振动的频域计算（变速箱3档），变速箱输入轴、变速箱输出轴、万向节、半轴的角加速度及经傅里叶变换的曲线。传动系统在1200r/min左右发生共振，共振频率为32.4Hz，此时的共振频率刚好与传动系统的二阶固有频率（34.9Hz）接近。对变速箱输入轴进行瀑布图和阶次图分析图7可知，发动机二阶谐次是引起传动系统扭振的主要原因。因此根据表2的理论计算结果，传动系统2阶固有频率对应发动机的二阶谐次转速为1047r/min，在1200r/min附近，说明该扭振计算结果是与3.1的理论计算相符的。

图7 变速箱输入轴瀑布图及阶次分析Fig.7 Waterfall Plot and Order Analysis

of Gearbox Input Shaft

根据动力传动系统二阶固有频率的主振型图（图7b）上可知：对二阶固有频率贡献量最大的为离合器及变速箱输入轴。由于变速箱输入轴受车型空间限制，刚度、阻尼、转动惯量等均较小，不适合优化，因此本研究通过对离合器参数进行优化，调谐传动系统二阶固有频率，使其偏移共振频率，减小扭振。

4 动力传动系统扭振优化

本前置后驱MPV车型采用的离合器为干式摩擦离合器，本研究拟采用大转角摩擦离合器和双质量飞轮（DMF）对动力传动系统进行匹配优化。

4.1 大转角摩擦离合器匹配优化

目前车型采用的干式摩擦离合器转角为16°，离合器刚度为12.9Nm/deg（刚度可根据离合器极限扭矩进行计算），根据该离合器的工程要求，最大转角可设计成25°。因此本研究设计了2种方案进行匹配：方案1为转角21°，离合器刚度为10Nm/deg；方案2 为转角 25°，刚度为 7.9Nm/deg。

方案1和方案2的传动系统固有频率变化，如表3所示。匹配大转角离合器后，动力传动系统的2阶固有频率发生了变化，即获得了减小，偏移了共振频率（32.4Hz），其共振转速和幅值均获得了减小。

表3 不同离合器方案的传动系统固有频率对比Tab.3 Natural Frequency

Comparison of Drive System in Difference Clutch阶次 1 2 3 4 5 6 7频率（原）Hz 26.1 34.9 65.4 82.4 269.1 342.2 599.1频率（方案1）Hz 26.1 30.9

65.4 82.4 267.7 342.2 599.1频率（方案2）Hz 26.1 27.6 65.4 82.4 266.6

342.2 599.1

随着离合器转角的增大，其共振转速、幅值呈线性减小，当共振转速低于发动机怠速时，可认为共振消失。由于车型的限制，该优化方案只能减小扭振的转速、幅度，但不能完全转移到怠速以下。

4.2 双质量飞轮匹配优化

本研究车型拟匹配的双质量飞轮（DMF），其参数从零部件供应商处获得，匹配后传动系统的固有频率及扭振结果，如表4所示。从表4可知，匹配双质量飞轮后动力传动系统的固有频率均发生了较大的变化，远离共振频率32.4Hz，其共振转速偏离了发动机正常运转转速（1000～6000）r/min，其系统扭振获得了很好的改善。

表4 匹配双质量飞轮的传动系统固有频率对比Tab.4 Natural

FrequencyComparison of Drive System in Matching DMF阶次 1 2 3 4 5 6 7频率（原）Hz 26.1 34.9 65.4 82.4 269.1 342.2 599.1频率（DMF）Hz 26.1

65.4 82.4 139.4 350.9 599.1

5 结论

通过CAE分析软件对前置后驱MPV车辆进行动力传动系统的扭振特性建模，分析车辆扭振发生的机理，同时对扭振影响较大的敏感性部件参数进行优化，获得解决车辆扭振的有效方法及路径。

（1）发动机轴系对传动系统的扭振影响不大，而发动机的激励频率则对传动系统的扭振影响较大；发动机的二阶激励频率是影响车辆扭振的主要因素。

（2）前置后驱MPV车辆扭振频率发生于传动系统二阶固有频率附近，根据传动系统二阶固有频率的主振型，通过调整离合器及变速箱输入轴的刚度或转动惯量可调谐其二阶固有频率，减小系统的扭振。

（3）采用大转角离合器来调谐传动系统二阶固有频率，随着转角的增大，其共振转速、幅值呈线性减小，当共振转速低于发动机怠速时，可认为共振消失。此方法受转角可调范围的限制。

（4）系统匹配双质量飞轮后，传动系统的各阶固有频率均发生了较大的变化，远离共振频率，扭振现象减小明显。

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