【从传动系的异响分析传动系的故障（论文）】

从传动系的异响分析传动系的故障目录TOC\o"1-2"\h\u24129从传动系的异响分析传动系的故障 117910关键词：扭振，异响，动力传动系，共振，载货汽车 122124前言 119132一、某款载货汽车的传动系异响原因分析 2182741.试验和仿真数据分析 293722.敲击位置的确认 2132143.传动轴特性分析 5291734.原因分析 65771二、传动系扭振仿真优化 7258361.离合器迟滞阻尼优化 10298422.离合器刚度及迟滞阻尼优化 1219693.基于试验的传动轴特性优化 1312494三、改进方案效果验证 1621500四、结语 1732018参考文献 18[摘要]随着汽车工业的快速发展，商用车用户越来越关注整车的振动和噪声性能，这意味着对各子系统的NVH性能要求越来越严格。动力传动系是整车的重要组成部分之一。其功能是将发动机扭矩传递到驱动轮，驱动轮在运行过程中容易发生扭转振动。本文研究了由市场反馈的动力传动系扭转共振引起的异常声音。对离合器的刚度和滞回阻尼进行了优化，并提出了改进建议。通过对不同充油条件下传动轴试验的比较，提出了NVH性能最佳的方案。最后，在试验车上对改进方案进行了验证。该问题的解决不仅平息了用户的投诉，挽救了公司的声誉，也为其他公司车辆类似问题的处理提供了有效的参考。关键词：扭振，异响，动力传动系，共振，载货汽车前言随着汽车产业的高速发展，用户对商用车的要求也不再仅限于大马力、轻量化、低油耗，对整车振动噪声水平的提升也越来越关注。这就要求传动系统在各种工作状态下不能出现异常的振动噪声问题。在振动控制中依据激励源不同将传动系统振动分为两个部分，第一种是传动轴系统不平衡引起的振动，第二种则是由于发动机转速波动、整个传动系统刚度或（和）阻尼匹配不合理引起的振动噪声问题，也称之为传动系统扭振问题。传动轴不平衡主要是由于轴管、十字轴、花键轴等部件本体不平衡或由于变形、安装不对中等因素引起。由于不平衡引起的问题主要有：整车异常振动，且随着车速上升振动愈加明显；传动轴中间支撑的上吊板断裂；变速箱输出端轴承座损坏等。传动系扭振问题主要表现有：传动轴或变速箱异响；加速工况下的类似“脱档”的振动；变速箱齿轮损坏。针对传动系统扭转振动本文将会结合工程实际问题做详细的研究。一、某款载货汽车的传动系异响原因分析1.试验和仿真数据分析在4挡、5挡及6挡的加速过程中都有异响出现，并且异响声随着转速的变化是从无到有、从小到大，最终又消失，同期监测的传动轴扭转信号也呈现出同样的特征。在这三个挡位下噪声及扭转信号的峰值依次处现在发动机转速1600转/分、1350转/分及1200转/分处，对应的发动机2阶激励频率分别为53.3Hz、45Hz及40Hz。仿真计算得到的三个挡位下的第五阶扭转频率分别为51.4Hz、43.5Hz及39.3Hz.振型都表现为离合器后端转动部件绕飞轮盘轴线扭转振动。可以推断在产生异响的转速区间内，传动系发生了扭转共振，离合器后端的所有零部件扭转振动大幅增大发生敲击，最终辐射出异响。2.敲击位置的确认检查传动轴及后桥内部零件均未发现异常。变速箱内部结构复杂、相对运动的零部件较多，易产生敲击。拆解变速箱后，确认敲击来自于2挡同步器。车辆运行时，接合套及同步器随变速箱输出轴一同旋转，当变速箱输出轴发生转速波动时，未工作的接合套与同步器之间由于惯性产生相对转动，当转速波动达到一定程度后造成连续的敲击。该车搭配的变速箱内有两种同步器，其中2挡的锁销式同步器由于结构原因会产生更大的敲击。图1变速箱各挡位同步器结构图2锁死2挡同步器为验证主要敲击位置是来自于2挡同步器，设计了如下的对比试验：将变速箱内2挡同步器锁死，使接合套与同步器不能相对转动。分别测量锁死前后传动轴近场噪声，通过噪声的高低变化来验证敲击位置。原车和锁死后的试验结果见图3。由图可知在锁死同步器后，5挡加速行驶时传动轴近场噪声声压级降低2dB(A)以上。图3消除间隙前后传动轴近场噪声对比变速箱内的主要敲击位置来自于2挡同步器的锁销和结合套之间的碰撞。3.传动轴特性分析在异响工况下，传动系发生扭转共振将变速箱内的敲击振动传递到传动轴，再引起传动轴振动辐射出异响。为了研究传动轴本体在该过程中的贡献量，特设计一个传动轴自由状态下的模态试验。试验方法：将载货汽车轴管按自由模态试验悬挂要求吊起，在传动轴中间位置布置一个单向加速度传感器，测量径向振动，在传动轴表面10cm距离处布置一传声器，使用模态力锤激励，测量频率范围0-4500Hz。试验地点：解放商用车开发院试验部整车半消声室。图4载货汽车传动轴试验结果：测得加速度及传声器的力传递函数如图5.5所示，红色曲线表示近场噪声的传递函数，绿色曲线表示传动轴径向振动的传递函数，两条传递函数大部分峰值频率相同，主要峰值频率有1250Hz、2000Hz、2750Hz以及3600Hz。图5传动轴加速度及噪声传递函数图6表示的是5挡加速异响发生时传动轴近场噪声的频谱，可见主要峰值也出现在1250Hz、2000Hz、2750Hz以及3600Hz处。图6五挡加速工况下传动轴近场噪声对比传动轴固有频率测量结果和异响发生时传动轴近场噪声测量结果可以看出，异响发生时，传动轴由于受到敲击引起轴管在很宽的频带内发生共振，向外辐射噪声。4.原因分析在4挡加速行驶工况下，发动机转速1600转/分时，发动机2阶点火激励为53.3Hz，这与动力传动系的扭转固有频率接近，产生扭转共振。变速箱内部中间轴及常啮合齿轮（包括同步器）转速波动大幅增加，1、2挡同步器中的锁销与外环发生敲击，振动通过中间轴传递到输出法兰，再传递到传动轴，由于传递到传动轴的振动是宽频激励，所以激励起传动轴多阶模态，轴管在很宽的频带内发生共振，并最终以噪声的形式传播到空气中，出现异响。二、传动系扭振仿真优化每一个NVH问题都有激励源、传递路径、接受者，这三个环节。问题的分析及解决也需要从其中一个或多个环节入手。本文所研究的动力传动系异响问题，激励源是发动机点火激励，作为内燃机，这一激励是无法彻底消除的只能尽量减小。由于本文所研究的异响问题是在现生产车型上出现的，而非产品设计初期，所以发动机结构无法更改，也就意味着激励无法更改。接受者是车内的驾乘人员，亦无改进的可能性。唯一能改变的就是传递路径，预期通过相关措施改进能够尽量避免共振现象产生，或者是能够增大阻尼耗散掉一部分共振能量，将异响降低到可接受的范围内。现生产车型的问题解决对结构改动很敏感，无法通过大的结构改变来实现项目目标，最可行的是采取一些低成本的补救措施来消除异响。从前文的分析可知，在4挡、5挡及6挡的加速工况下，传动系发生了扭转共振。对系统的扭转共振影响最大的零件是离合器的刚度和阻尼。图7阻尼对共振幅值的影响在共振状态下，系统处于阻尼控制区，增大阻尼可以大幅衰减共振峰值，所以接下来以模型仿真来分析离合器刚度、阻尼对扭振的影响，通过试验客观测量的方法来比较不同状态下传动轴的固有特性。在空载全油门加速工况下各档位的加速时间和行驶距离见表5.1所示。表1各档位加速时间及行驶距离挡位123456加速时间（s）0.81.53.910.331.155.2加速距离（m）1.35.023.699.9487.41091.6从表中可以看出1档、2档、3档的加速时间和行驶距离都比较短，加速过程中的扭振问题即使存在，驾乘人员也不会有明显感受。再结合本次用户抱怨的使用工况，最终决定只对4挡、5挡和6挡进行扭振的响应分析。对三个档位下的全油门分析结果如图8所示。图8全油门加速飞轮及变速箱输入轴的扭振对比从分析结果来看，三个挡位下都有明显的振动峰值，挡位越低峰值越高。由于4档振动峰值最大，所以选择该档位进行仿真优化的对比挡位。设定4挡全油门加速工况发动机请求扭矩为发动机外特性，如图5所示：4挡工况下，变速箱输入轴在1100rpm左右存在明显的共振峰值，对应变速箱输入轴扭振见图5.10。图10变速箱输入轴扭振（4挡）以变速箱输入轴的扭振最大值为优化目标，拟采取的优化方案：方案一：离合器主减振刚度不变，对迟滞阻尼进行优化计算；方案二：离合器主减振刚度降低+迟滞阻尼优化。1.离合器迟滞阻尼优化对离合器的扭转刚度保持不变，仅对迟滞阻尼进行优化计算。图11迟滞阻尼优化结果由迟滞阻尼优化结果可知，随着迟滞阻尼的增大变速箱输入轴扭振降低，当迟滞阻尼为185Nm时，变速箱输入轴的角加速度能够获得最小值，当迟滞阻尼增大时变速箱输入轴扭振有增大趋势。针对迟滞阻尼50Nm、185Nm、300Nm进行仿真计算。图12不同迟滞阻尼的计算结果（4挡）由计算结果可知，当迟滞阻尼为185Nm时，变速箱输入轴扭振最小，较原车降低72.5%。迟滞阻尼继续增大时隔振效果变差，输入轴扭振会变得严重。对5挡和6挡也进行相应的仿真计算，图5.13是三个档位下，不同迟滞阻尼时的变速箱输入轴扭振对比。图13不同迟滞阻尼的计算结果（4挡、5挡、6挡）经过迟滞阻尼的优化，4挡、5挡、6挡加速工况下的输入轴扭转振动都明显降低，与原车仿真结果相比4挡扭振最大值降低了72.5%,5挡、6挡分别降低了57.1%、54.5%.2.离合器刚度及迟滞阻尼优化在现有产品中离合器压盘仅有两种刚度，分别为320Nm/deg和200Nm/deg.原车刚度为320Nm/deg，在模型中对减振器主减振刚度进行调整，由320Nm/deg调整为200Nm/deg.在降低刚度的基础上，再次进行离合器迟滞阻尼的优化，仿真结果见图14.由迟滞阻尼优化结果可知，在70Nm-150Nm范围内减振器隔振效果较好。在70Nm-150Nm范围内选择多个阻尼值进行全转速下的仿真计算，其结果对比见图5.15.从仿真结果来看，刚度K=90Nm/deg，迟滞H=100Nm时，在发动机工作的全转速范围内扭振综合水平最佳。图15不同迟滞阻尼优化结果方案一和方案二在各自的范围内都已经求解到最优解，两个方案的效果对比见图16。图16变速箱输入轴扭振对比由上图分析，方案二（减振器刚度及迟滞优化）比方案一（仅仅迟滞优化）效果更明显，变速箱输入轴的扭振降低约32.5%。通过上述分析可知，降低减振器的刚度同时合理的匹配设计减振器的迟滞可以最大程度的降低变速箱输入轴的扭振水平。基于此提出改进建议：减振器主减振主刚度由320Nm/deg降低为200Nm/deg，迟滞阻尼经过优化计算设定为100Nm。3.基于试验的传动轴特性优化由前面一节的分析可知，异响发生时传动轴轴管在多个频带内发生了共振。为了降低异响峰值，需要增加轴管的阻尼，削弱共振峰值。通过查阅相关资料，工程上常用的增加阻尼的方法主要是表面涂层和内部填充。本次问题解决过程中共设计了6种不同的填充物，由于资源问题没有设计表面涂层方案。通过对比装有不同填充物的传动轴模态频率及阻尼比来评价各方案。试验对象：试验共有直径90毫米和135毫米两种轴管（不同吨位车型选装不同传动轴），每种轴管分毛坯状态和成品传动轴状态，填充状态共有7种，分别为无填充物、填充普通纸筒、填充2mm纸筒、填充3mm纸筒、填充4mm纸筒、填充聚氨酯120和填充聚氨酯180。共计28个试件。模态试验：将轴管按自由模态试验悬挂要求吊起，根据试件结构情况在管选择10个测点，测量各测点三个方向的加速度信号。使用模态力锤激励，测量频率范围0-4500Hz。衰减试验：将轴管水平吊起，用钢珠对轴管进行相同力度的敲击，得到振动和噪声的衰减曲线。试验结果：各种状态下的传动轴及轴管的一阶模态频率及阻尼比见表2-表3。表2直径90mm不同状态下传动轴模态对比填充状态传动轴轴管毛坯传动轴频率（Hz）阻尼比频率（Hz）阻尼比无填充物状态803.60.2%323.20.2%填充普通纸筒801.30.2%302.32.3%填充2mm纸筒790.50.2%295.37.8%填充3mm纸筒779.20.3%293.58.0%填充4mm纸筒772.50.4%243.47.9%添加聚氨酯120772.31.6%315.18.8%添加聚氨酯180751.42.2%306.99.1%表3直径135mm不同状态下传动轴模态对比填充状态传动轴轴管毛坯传动轴频率（Hz）阻尼比频率（Hz）阻尼比无填充物状态1105.40.1%468.10.1%填充普通纸筒1103.60.1%465.50.8%填充2mm纸筒1089.90.2%466.03.1%填充3mm纸筒1081.90.3%446.73.4%填充4mm纸筒1077.20.3%439.23.8%添加聚氨酯1201094.41.6%446.85.6%添加聚氨酯1801084.12.5%428.95.6%从模态试验的结果对比中可以得到如下结论：第一，相同直径相同填充物状态下，轴管毛坯的一阶模态频率比传动轴的一阶模态频率大一倍左右，阻尼比小。第二，相同直径轴管毛坯或者传动轴，其阻尼比按如下顺序增大：无填充物、填充普通纸筒、填充2mm纸筒、填充3mm纸筒、填充4mm纸筒、填充聚氨酯120和填充聚氨酯180。可以通过传动轴增加填充物的方法来降低传动轴的共振频率、衰减其共振峰值。基于现在的试验结果，可以预期增加填充物后，异响幅值会有减小。三、改进方案效果验证基于计算仿真结果和不同填充状态的传动轴试验结果对比，最终选择主刚度为200Nm/deg的离合器片，迟滞阻尼调整为100Nm，传动轴填充填充聚氨酯。将试验车离合器和传动轴更换后进行近场噪声和扭振测量。改进后与原车数据对比见图17和图18。图17改进前后传动轴近场噪声对比图18改进前后变速箱扭振对比从改进前后近场噪声及扭振的试验结果对比来看，改进后噪声明显减小，没有出现异常峰值，扭转振动幅值也有同样的变化。四、结语由于汽车本身系统结构复杂，产生异响后很难快速定位异常的部位，对于此类问题，本文通过对试验和仿真结果的分析，确认了异响产生的原因：在4挡、5挡及6挡加速时，在某一发动机转速区段内点火激励与传动系扭振频率接近或相等，造成变速箱输入轴的转速波动增大。2挡同步器中的锁销与外环发生敲击，振动递到传动轴后又引发轴管在很宽的频带内发生共振，并以噪声的形式将能量传播到空气中，出现异响。通过对离合器刚度及迟滞阻尼的优化、多个填充状态的传动轴试验对比，给出了扭振异响的改进方案：离合器主刚度选择200Nm/deg，迟滞阻尼调整为100Nm，传动轴填充填充聚氨酯。通过实车验证后，确认措施有效，异响消失。以上结论对汽车零部件异响问题的解决有着重要意义。综合运用以上结论，并辅以相关试验分析，不仅可以帮助