汽车加速扭转共振问题的整改

戴声良 杨丽群

（1.安徽江淮汽车股份有限公司技术中心；2.安徽交通职业技术学院）

国内外学者和专家对汽车动力传动系的扭振问题进行了多方面的研究，文献[1-2]从建立扭转振动分析模型入手；文献[3-4]着眼于从试验测试角度来建立扭振的测试方法；文献[5-6]对双质量飞轮消除扭振的机理做了分析和研究。双质量飞轮扭振减振器（简称DMF），对改善汽车驾驶舒适性有重要影响，但其核心技术在国外，产品依靠进口，开发周期长成本高。

1 加速扭振原因分析

文章以某款匹配1.9 L 柴油发动机的商务车为例，故障现象为：在3 挡和4 挡加速时，发动机转速在1 700 r/min 左右有明显的共振现象，车身内尤其是后部有很强的共振产生，伴随有强烈的“嗡嗡”共鸣声，NVH 主观评价结果得分为3+～4- 分，该现象定性为扭振，需要制定对策加以改进和提升。图1 示出在3 挡全油门加速情况下，车内4 个位置点（驾右、副左、后左及后右）测量的声压级随转速的变化图。

该车匹配的1.9 L CTI 柴油机在低转速下可输出非常高的扭矩。在1 400 r/min 时，输出扭矩达到200 N·m；在2 200 r/min 时，输出扭矩最大达到280 N·m，扭矩输出较大，造成发动机曲轴系统发生扭振，当扭振频率与整车其他系统如后桥、后悬架及传动轴等零部件固有频率重叠时，就会发生强烈的共振。从扭振的纵向传递路径开始分析，整个动力传动及底盘的结构简图，如图2所示。

扭振的主要传递路径为：前部可以通过前悬置及支撑梁传递到车身，而中部可以从变速箱吊挂传递到车身，传动轴中间轴承本身是旋转部件并具备缓冲功能，激起强烈共振的可能性比较小，最后通过后桥到后悬架传递到车身。从测试结果看，车身后部的振动明显高于前部，需要重点关注后桥及后悬架与车身连接部件的固有频率。由转速换算得出：可能引起共振的部件固有频率在56.6 Hz 左右。

2 扭振的整改目标

解决大多数传动系统扭转振动相关问题（不考虑费用和开发时间）的最好方法是使用双质量飞轮。但是在没有匹配双质量飞轮的条件下，需要找到解决扭转共振问题的方法，主要有2 条思路：一是调整动力传动系本身的扭振固有频率，将扭振固有频率与发动机常用转速下对应的激振频率错开，使其位于发动机高转速以上或低于怠速转速所对应的频率区域；二是将扭转共振吸收和隔离。最好的方法是从源头将扭转消除，无论是哪种思路均要使整车的NVH 主观评价达到6 分以上，才可以进行量产。

3 扭振问题整改过程及效果验证

3.1 后悬部件固有频率

通过在后悬部件上粘贴振动加速度传感器，主要对后桥总成、下摆臂总成、后稳定杆总成及后横拉杆总成进行X/Y/Z 3 个方向的锤击试验，对它们的固有振动进行调查。其中下摆臂的固有频率为67.27 Hz，后桥的固有频率为43.81 Hz（由于后桥质量太大，力锤无法有效激振，难以分析），后横拉杆带谐振块为49.2 Hz，不带谐振块为59.71 Hz，后稳定杆为70.38 Hz。后横拉杆的固有频率结果，如图3 所示。下摆臂固有频率结果，如图4 所示。

由图3 和图4 可见，后横拉杆的固有频率（59.71 Hz）与共振频率（56.6 Hz）相近，整车的扭转共振主要由于发动机的扭振与后悬架的横拉杆产生共振造成。

3.2 扭振的整改验证

3.2.1 发动机扭矩输出调试

在空调关闭的行驶工况下，修改ECU 的程序，下调在1 400～2 000 r/min 的供油量，每次下调可控燃油喷射量的最小单位为0.1（相当于5 mg），共调试10 次，依次降低扭矩输出，整个过程呈现出慢慢好转的效果，表1 示出第1 次与最后一次供油量调整对扭振影响的对比情况。从表1 可以看出，供油量调整后，扭振有明显改善，但共鸣声依然存在，同样因1 400～2 0 00 r/min的燃油量减少，扭矩输出减小，损失相当部分动力性，在市区驾驶时，有动力不足的风险，会引起客户抱怨。

表1 供油量的调整对扭振的影响

3.2.2 传动轴挠性与刚性联轴器

将原设计的刚性联轴器换成带橡胶的挠性联轴器，降低扭转刚性并增加扭转的缓冲效果，改变扭转频率，并装车进行主观评价。橡胶弹性联轴器的许用转速一般设计在3 000 r/min 以内。此时应用挠性联轴器的目的，除了承受不对中力之外，更重要的是以吸收轴系的振动、降低噪声及调频为主[7]。更换为挠性联轴器后评价结果有改善，主观感觉振动能量及共鸣声变小，效果有所提升。图5 和图6 分别示出刚性与挠性联轴器实物图。

3.2.3 悬置及悬架衬套硬度调试

将后悬架上下摆臂衬套、弹簧上隔垫以及减振器上下连接衬套的肖氏硬度降低10 度，主观评价无改善也无变差，说明后悬衬套刚度对共振不敏感，从侧面看出通过后悬架传递的能量较小。理论上，衬套加硬也不会有效果。同样对变速箱支撑梁与车身安装的橡胶垫及发动机悬置本身橡胶硬度降低也均无任何效果。

3.2.4 悬置及悬架部件的配重

由于后横拉杆的固有频率在59.71 Hz，参与整车的共振，于是通过改变后横拉杆的配重和改型，改变拉杆本身的固有频率。分别将后横拉杆配重1.3，6.8 kg，如图7 所示，以及改成圆钢提高后横拉杆的整体刚性，如图8 所示，进行对比测试。

当后横拉杆配重1.3 kg，组合刚性联轴器时，扭振略有改善，但配合挠性联轴器时，扭振无变化；当配重增加到6.8 kg 时，组合挠性联轴器时效果依然不明显。同样对变速箱支撑梁进行配重测试时，也未取得效果。

3.2.5 离合器扭振减振器的调试

离合器中的扭振减振器主要由弹性元件和阻尼元件组成，弹性元件用来降低传动系的扭转刚度和扭振频率，阻尼元件用来减小振幅。柴油汽车通常采用2 级或3 级非线性扭振减振器，来提高避免共振的能力[8]。扭振减振器刚度可以作为调谐传动系第2 阶扭振模态的参数。由于第2 阶扭振模态对于后驱车内轰鸣声很敏感，可以根据需要，调整扭振减振器扭转刚度，以使第2 阶扭振模态调整到对扭振不敏感的转速[9]。调试4 组不同阻尼与刚度的离合器，评价效果，如表2 所示，表2中方案5 为现有设计基准值，经调试，共振明显减小。从表2 可以看出，弹簧的刚度越小，滞后扭矩（阻尼）越大，离合器减振效果越好。其中方案1 理论上和实际装车评价，减振效果均是最好的。

表2 不同离合器方案对扭振的影响

最终选择方案1 的离合器组合匹配2 种传动轴与变速箱的联轴器时，发现与刚性联轴器组合时，3 挡的扭振效果能达6 分，但4 挡的扭振效果只能达4+分；匹配挠性联轴器时，3 挡和4 挡的扭振效果均能达到6 分。通过试验测得改进前后在3 挡与4 挡的扭矩波动值与转速之间的关系图，如图9 和图10 所示，从图9 和图10 可以明显发现，当发动机转速在1 700 r/min 时，扭振能量得到了大幅度地衰减，扭矩的波动也变得很小和平缓，说明改进措施有效。

4 结论

文中的匹配纵置柴油发动机的商务车，因低速扭矩输出较大，产生了动力传动系的扭振，扭振产生的转速为1 700 r/min，与整车后悬架部件产生了强烈的共振，振动传递到车身，引起了车内尤其是后部较高分贝的共鸣噪声。在没有双质量飞轮的条件下，通过离合器的刚度和阻尼的调试加上挠性联轴器的应用可解决扭转共振问题。事实表明，相对于发动机内部的扭振能量，后悬架参与共振的能量并不大，这也是文章尝试从后悬横拉杆解决扭振问题不甚理想的原因。因此，在振动源头将其消除是解决NVH 问题最有效的手段。