某型汽车动力传动系扭振分析

黄森，王淼，刘金榕

（1.陕西汽车集团技术中心，陕西 西安 710200；2.株洲中车时代电气股份有限公司，湖南 株洲 412000）

引言

汽车的动力传动系统是由一系列具有弹性和转动惯量的转动轴、齿轮和离合器等零部件组成。传动系统的前端通常是作为动力输入的发动机，中间是具有传递扭矩和变速功能的传动系，后端则是汽车的驱动部分。这些具有弹性和转动惯量的零部件形成了一个扭转振动系统，有着自己的固有振动特性。汽车在行驶过程中，发动机、传动件之间的冲击力、行驶阻力等的作用，会引发动力传动系统产生扭转振动，甚至出现扭转共振现象。动力传动系统扭转共振时会对激励产生放大作用，导致扭转振幅迅速增大，由此引起的动态应力往往要超出正常工作应力许多，从而大幅降低相关零件的疲劳寿命，严重影响到整个汽车的舒适性、可靠性和使用寿命。

变速器作为动力传动系中十分重要的组成部分，变速器工作时处自身运转产生敲击和啸叫外，外界对其的激励不可忽视，特别是发动机的扭振激励，由于发动机燃烧气体的压力和活塞往复运动的周期性惯性力，使扭矩呈现脉动周期变化，导致汽车发动机旋转角速度变化，变速器轴系的角速度也会随之变化，当汽车发动机旋转角速度的变化时，会加剧齿轮的敲击和啸叫，因此，变速器的敲击噪声与动力传动系统直接相关，控制住了传动系统的角速度变化(扭振)，可以有效地控制变速器敲击，从而能够减小敲击噪声。本文以某轻型面包车的动力传动系为研究对象，分析该款车型动力传动系的扭转振动问题，为传动系的振动噪声设计和故障诊断工作提供技术指导。

1 汽车传动系扭振产生机理

1.1 现象描述

某款轻型面包车正常行驶3 挡转速在1400-1500rpm时变速器发生刺耳异响敲击声，保持该转速异响一直存在，当发动机转速低于或者超过该转速区时异响消失，通过测试发现在1495rpm 时变速器的一轴端转速波动（见图1），动力传动系存在明显的扭转振动，为了消除扭转振动对整车舒适性的影响，建立了传动系的扭转振动分析模型，从工程实际角度出发，对同一个系统可以把弹性体的振动看作多个集中质量和弹性轴组成的扭转振动系统，进而简化成广义集中质量（转动惯量）和等效圆轴（扭转刚度）链接成的链状轴系模型。该车型传动系模型如图2 所示。

图1 飞轮侧和变速器一轴侧扭角摆动曲线

图2 汽车传动系简图

动力传动系统的扭振激励主要来自两个方面，一是发动机运转过程中由于各缸燃气压力周期变化产生激励，二是来自路面阻力变化引起的激励。由于路面激励的频率一般很低，不足以对动力传动系统的扭振动产生实质性影响，因此，我们在此只考虑发动机激励因素。

1.2 行驶状态中的扭振分析模型

变速器行驶时变速器挂在挡，发动机经过整个传动系传递动力，驱动汽车前行，将发动机的四个缸的等效成J1、J2、J3、J4 四个集中质量，相应的轴端刚度用K1、K2、K3、K4表示，减振器主动端和飞轮集中在一起用J5 表示，减振器从动端及离合器简化成集中质量J’6，变速器的集中质量简化成J7 和J8，其中J7 表示变速器一轴及常啮合齿轮的集中质量，J8 表示中间轴及二轴3 挡啮合齿轮极其浮动齿轮和同步器等效到发动机曲轴转速的等效集中质量，J9 为整车平动质量转化到发动机曲轴转速的等效集中质量，具体参数见表1。

图3 传动系带减振器扭转振动模型

表1 行驶工况各零部件转动惯量

表2 各轴端扭转刚度

设发动机的激振力矩为Te(t)，图2 的力学模型微分方程如下：

式中，J1-J9 为各惯性元件的转动惯量；K1-K9 为各弹性元件的扭转刚度；θ1-θ9为各惯性元件扭转角位移；C 为减振器阻尼系数；T1-T4 为发动机激励扭矩。

将上式（2）写成矩阵的形式：

其中为[J]质量矩阵，[C]为阻尼矩阵，[K]为刚度矩阵。

1.3 动力传动系统扭振固有特性分析

根据系统的无阻尼自由振动方程：

得到主振方程：

利用Matlab 对式（5）进行求解得出正常行驶时系统的固有频率如下（2）正常行驶时的扭转固有频率见表1。

表1 频率计算结果

该车所用发动机是四缸四冲程柴油机，激励力矩可以由式（6）表示：

期中：M0平均力矩，n 为发动机转速，力矩中含有kω谐波激励频率成分，发动机扭矩激振频率为：

期中k=0.5,1,1.5,2,2.5……

对于四缸四冲程发动机来说转速1495r/min 时，正常行驶扭矩2 阶激励与系统第二阶扭转固有频率50.3Hz 重合，传动系存在扭转共振，这与实车测试时变速器异响现象吻合，如果长时间稳定运行在该转速段会对传动部件造成较大损伤。

2 改进措施及效果

动力传动系统的共振引起的轴系扭转振动，导致变速器齿轮的产生异响，要降低变速器的异响噪声，本文主要采取改变系统固有频率同时降低激励能量的方法来消除或者降低扭转振动，主要方式如下：（1）通过优化离合器减振器刚度K‘5 和传动轴的刚度K8 改变系统固有频率；（2）优化减振器的阻尼C；（3）将变速器三档轮由粗齿面改为细齿来降低齿轮啮合的激励力；最终通过调整离合器参数，将固有频率点调整由原来的54.3Hz 调整到43Hz，同时也降低了共振点处的扭角摆动幅度，见图3。

图3 改进前后效果对比

3 结论

本文通过建立行驶过程扭转振动分析模型，对某车型动力传动系进行扭转振动分析，最终通过改变共振频率和激振能量，有效消除了异响，通过分析得出以下结论：

（1）该车的变速器异响主要由动力传动系扭转共振引起；

（2）改善发动机的扭矩谐波激励可以改善动力传动系的扭转振动；

（3）优化离合器的扭转刚度调节动力传动系的扭转模态频率，对传动系的扭转频率进行合理匹配有助于避免和预防传动系扭转共振。