【從傳動系的異響分析傳動系的故障（論文）】

從傳動系的異響分析傳動系的故障目錄TOC\o"1-2"\h\u24129從傳動系的異響分析傳動系的故障 117910關鍵詞：扭振，異響，動力傳動系，共振，載貨汽車 122124前言 119132一、某款載貨汽車的傳動系異響原因分析 2182741.試驗和仿真數(shù)據(jù)分析 293722.敲擊位置的確認 2132143.傳動軸特性分析 5291734.原因分析 65771二、傳動系扭振仿真優(yōu)化 7258361.離合器遲滯阻尼優(yōu)化 10298422.離合器剛度及遲滯阻尼優(yōu)化 1219693.基于試驗的傳動軸特性優(yōu)化 1312494三、改進方案效果驗證 1621500四、結語 1732018參考文獻 18[摘要]隨著汽車工業(yè)的快速發(fā)展，商用車用戶越來越關注整車的振動和噪聲性能，這意味著對各子系統(tǒng)的NVH性能要求越來越嚴格。動力傳動系是整車的重要組成部分之一。其功能是將發(fā)動機扭矩傳遞到驅動輪，驅動輪在運行過程中容易發(fā)生扭轉振動。本文研究了由市場反饋的動力傳動系扭轉共振引起的異常聲音。對離合器的剛度和滯回阻尼進行了優(yōu)化，并提出了改進建議。通過對不同充油條件下傳動軸試驗的比較，提出了NVH性能最佳的方案。最后，在試驗車上對改進方案進行了驗證。該問題的解決不僅平息了用戶的投訴，挽救了公司的聲譽，也為其他公司車輛類似問題的處理提供了有效的參考。關鍵詞：扭振，異響，動力傳動系，共振，載貨汽車前言隨著汽車產(chǎn)業(yè)的高速發(fā)展，用戶對商用車的要求也不再僅限于大馬力、輕量化、低油耗，對整車振動噪聲水平的提升也越來越關注。這就要求傳動系統(tǒng)在各種工作狀態(tài)下不能出現(xiàn)異常的振動噪聲問題。在振動控制中依據(jù)激勵源不同將傳動系統(tǒng)振動分為兩個部分，第一種是傳動軸系統(tǒng)不平衡引起的振動，第二種則是由于發(fā)動機轉速波動、整個傳動系統(tǒng)剛度或（和）阻尼匹配不合理引起的振動噪聲問題，也稱之為傳動系統(tǒng)扭振問題。傳動軸不平衡主要是由于軸管、十字軸、花鍵軸等部件本體不平衡或由于變形、安裝不對中等因素引起。由于不平衡引起的問題主要有：整車異常振動，且隨著車速上升振動愈加明顯；傳動軸中間支撐的上吊板斷裂；變速箱輸出端軸承座損壞等。傳動系扭振問題主要表現(xiàn)有：傳動軸或變速箱異響；加速工況下的類似“脫檔”的振動；變速箱齒輪損壞。針對傳動系統(tǒng)扭轉振動本文將會結合工程實際問題做詳細的研究。一、某款載貨汽車的傳動系異響原因分析1.試驗和仿真數(shù)據(jù)分析在4擋、5擋及6擋的加速過程中都有異響出現(xiàn)，并且異響聲隨著轉速的變化是從無到有、從小到大，最終又消失，同期監(jiān)測的傳動軸扭轉信號也呈現(xiàn)出同樣的特征。在這三個擋位下噪聲及扭轉信號的峰值依次處現(xiàn)在發(fā)動機轉速1600轉/分、1350轉/分及1200轉/分處，對應的發(fā)動機2階激勵頻率分別為53.3Hz、45Hz及40Hz。仿真計算得到的三個擋位下的第五階扭轉頻率分別為51.4Hz、43.5Hz及39.3Hz.振型都表現(xiàn)為離合器后端轉動部件繞飛輪盤軸線扭轉振動?？梢酝茢嘣诋a(chǎn)生異響的轉速區(qū)間內(nèi)，傳動系發(fā)生了扭轉共振，離合器后端的所有零部件扭轉振動大幅增大發(fā)生敲擊，最終輻射出異響。2.敲擊位置的確認檢查傳動軸及后橋內(nèi)部零件均未發(fā)現(xiàn)異常。變速箱內(nèi)部結構復雜、相對運動的零部件較多，易產(chǎn)生敲擊。拆解變速箱后，確認敲擊來自于2擋同步器。車輛運行時，接合套及同步器隨變速箱輸出軸一同旋轉，當變速箱輸出軸發(fā)生轉速波動時，未工作的接合套與同步器之間由于慣性產(chǎn)生相對轉動，當轉速波動達到一定程度后造成連續(xù)的敲擊。該車搭配的變速箱內(nèi)有兩種同步器，其中2擋的鎖銷式同步器由于結構原因會產(chǎn)生更大的敲擊。圖1變速箱各擋位同步器結構圖2鎖死2擋同步器為驗證主要敲擊位置是來自于2擋同步器，設計了如下的對比試驗：將變速箱內(nèi)2擋同步器鎖死，使接合套與同步器不能相對轉動。分別測量鎖死前后傳動軸近場噪聲，通過噪聲的高低變化來驗證敲擊位置。原車和鎖死后的試驗結果見圖3。由圖可知在鎖死同步器后，5擋加速行駛時傳動軸近場噪聲聲壓級降低2dB(A)以上。圖3消除間隙前后傳動軸近場噪聲對比變速箱內(nèi)的主要敲擊位置來自于2擋同步器的鎖銷和結合套之間的碰撞。3.傳動軸特性分析在異響工況下，傳動系發(fā)生扭轉共振將變速箱內(nèi)的敲擊振動傳遞到傳動軸，再引起傳動軸振動輻射出異響。為了研究傳動軸本體在該過程中的貢獻量，特設計一個傳動軸自由狀態(tài)下的模態(tài)試驗。試驗方法：將載貨汽車軸管按自由模態(tài)試驗懸掛要求吊起，在傳動軸中間位置布置一個單向加速度傳感器，測量徑向振動，在傳動軸表面10cm距離處布置一傳聲器，使用模態(tài)力錘激勵，測量頻率范圍0-4500Hz。試驗地點：解放商用車開發(fā)院試驗部整車半消聲室。圖4載貨汽車傳動軸試驗結果：測得加速度及傳聲器的力傳遞函數(shù)如圖5.5所示，紅色曲線表示近場噪聲的傳遞函數(shù)，綠色曲線表示傳動軸徑向振動的傳遞函數(shù)，兩條傳遞函數(shù)大部分峰值頻率相同，主要峰值頻率有1250Hz、2000Hz、2750Hz以及3600Hz。圖5傳動軸加速度及噪聲傳遞函數(shù)圖6表示的是5擋加速異響發(fā)生時傳動軸近場噪聲的頻譜，可見主要峰值也出現(xiàn)在1250Hz、2000Hz、2750Hz以及3600Hz處。圖6五擋加速工況下傳動軸近場噪聲對比傳動軸固有頻率測量結果和異響發(fā)生時傳動軸近場噪聲測量結果可以看出，異響發(fā)生時，傳動軸由于受到敲擊引起軸管在很寬的頻帶內(nèi)發(fā)生共振，向外輻射噪聲。4.原因分析在4擋加速行駛工況下，發(fā)動機轉速1600轉/分時，發(fā)動機2階點火激勵為53.3Hz，這與動力傳動系的扭轉固有頻率接近，產(chǎn)生扭轉共振。變速箱內(nèi)部中間軸及常嚙合齒輪（包括同步器）轉速波動大幅增加，1、2擋同步器中的鎖銷與外環(huán)發(fā)生敲擊，振動通過中間軸傳遞到輸出法蘭，再傳遞到傳動軸，由于傳遞到傳動軸的振動是寬頻激勵，所以激勵起傳動軸多階模態(tài)，軸管在很寬的頻帶內(nèi)發(fā)生共振，并最終以噪聲的形式傳播到空氣中，出現(xiàn)異響。二、傳動系扭振仿真優(yōu)化每一個NVH問題都有激勵源、傳遞路徑、接受者，這三個環(huán)節(jié)。問題的分析及解決也需要從其中一個或多個環(huán)節(jié)入手。本文所研究的動力傳動系異響問題，激勵源是發(fā)動機點火激勵，作為內(nèi)燃機，這一激勵是無法徹底消除的只能盡量減小。由于本文所研究的異響問題是在現(xiàn)生產(chǎn)車型上出現(xiàn)的，而非產(chǎn)品設計初期，所以發(fā)動機結構無法更改，也就意味著激勵無法更改。接受者是車內(nèi)的駕乘人員，亦無改進的可能性。唯一能改變的就是傳遞路徑，預期通過相關措施改進能夠盡量避免共振現(xiàn)象產(chǎn)生，或者是能夠增大阻尼耗散掉一部分共振能量，將異響降低到可接受的范圍內(nèi)。現(xiàn)生產(chǎn)車型的問題解決對結構改動很敏感，無法通過大的結構改變來實現(xiàn)項目目標，最可行的是采取一些低成本的補救措施來消除異響。從前文的分析可知，在4擋、5擋及6擋的加速工況下，傳動系發(fā)生了扭轉共振。對系統(tǒng)的扭轉共振影響最大的零件是離合器的剛度和阻尼。圖7阻尼對共振幅值的影響在共振狀態(tài)下，系統(tǒng)處于阻尼控制區(qū)，增大阻尼可以大幅衰減共振峰值，所以接下來以模型仿真來分析離合器剛度、阻尼對扭振的影響，通過試驗客觀測量的方法來比較不同狀態(tài)下傳動軸的固有特性。在空載全油門加速工況下各檔位的加速時間和行駛距離見表5.1所示。表1各檔位加速時間及行駛距離擋位123456加速時間（s）0.81.53.910.331.155.2加速距離（m）1.35.023.699.9487.41091.6從表中可以看出1檔、2檔、3檔的加速時間和行駛距離都比較短，加速過程中的扭振問題即使存在，駕乘人員也不會有明顯感受。再結合本次用戶抱怨的使用工況，最終決定只對4擋、5擋和6擋進行扭振的響應分析。對三個檔位下的全油門分析結果如圖8所示。圖8全油門加速飛輪及變速箱輸入軸的扭振對比從分析結果來看，三個擋位下都有明顯的振動峰值，擋位越低峰值越高。由于4檔振動峰值最大，所以選擇該檔位進行仿真優(yōu)化的對比擋位。設定4擋全油門加速工況發(fā)動機請求扭矩為發(fā)動機外特性，如圖5所示：4擋工況下，變速箱輸入軸在1100rpm左右存在明顯的共振峰值，對應變速箱輸入軸扭振見圖5.10。圖10變速箱輸入軸扭振（4擋）以變速箱輸入軸的扭振最大值為優(yōu)化目標，擬采取的優(yōu)化方案：方案一：離合器主減振剛度不變，對遲滯阻尼進行優(yōu)化計算；方案二：離合器主減振剛度降低+遲滯阻尼優(yōu)化。1.離合器遲滯阻尼優(yōu)化對離合器的扭轉剛度保持不變，僅對遲滯阻尼進行優(yōu)化計算。圖11遲滯阻尼優(yōu)化結果由遲滯阻尼優(yōu)化結果可知，隨著遲滯阻尼的增大變速箱輸入軸扭振降低，當遲滯阻尼為185Nm時，變速箱輸入軸的角加速度能夠獲得最小值，當遲滯阻尼增大時變速箱輸入軸扭振有增大趨勢。針對遲滯阻尼50Nm、185Nm、300Nm進行仿真計算。圖12不同遲滯阻尼的計算結果（4擋）由計算結果可知，當遲滯阻尼為185Nm時，變速箱輸入軸扭振最小，較原車降低72.5%。遲滯阻尼繼續(xù)增大時隔振效果變差，輸入軸扭振會變得嚴重。對5擋和6擋也進行相應的仿真計算，圖5.13是三個檔位下，不同遲滯阻尼時的變速箱輸入軸扭振對比。圖13不同遲滯阻尼的計算結果（4擋、5擋、6擋）經(jīng)過遲滯阻尼的優(yōu)化，4擋、5擋、6擋加速工況下的輸入軸扭轉振動都明顯降低，與原車仿真結果相比4擋扭振最大值降低了72.5%,5擋、6擋分別降低了57.1%、54.5%.2.離合器剛度及遲滯阻尼優(yōu)化在現(xiàn)有產(chǎn)品中離合器壓盤僅有兩種剛度，分別為320Nm/deg和200Nm/deg.原車剛度為320Nm/deg，在模型中對減振器主減振剛度進行調(diào)整，由320Nm/deg調(diào)整為200Nm/deg.在降低剛度的基礎上，再次進行離合器遲滯阻尼的優(yōu)化，仿真結果見圖14.由遲滯阻尼優(yōu)化結果可知，在70Nm-150Nm范圍內(nèi)減振器隔振效果較好。在70Nm-150Nm范圍內(nèi)選擇多個阻尼值進行全轉速下的仿真計算，其結果對比見圖5.15.從仿真結果來看，剛度K=90Nm/deg，遲滯H=100Nm時，在發(fā)動機工作的全轉速范圍內(nèi)扭振綜合水平最佳。圖15不同遲滯阻尼優(yōu)化結果方案一和方案二在各自的范圍內(nèi)都已經(jīng)求解到最優(yōu)解，兩個方案的效果對比見圖16。圖16變速箱輸入軸扭振對比由上圖分析，方案二（減振器剛度及遲滯優(yōu)化）比方案一（僅僅遲滯優(yōu)化）效果更明顯，變速箱輸入軸的扭振降低約32.5%。通過上述分析可知，降低減振器的剛度同時合理的匹配設計減振器的遲滯可以最大程度的降低變速箱輸入軸的扭振水平?；诖颂岢龈倪M建議：減振器主減振主剛度由320Nm/deg降低為200Nm/deg，遲滯阻尼經(jīng)過優(yōu)化計算設定為100Nm。3.基于試驗的傳動軸特性優(yōu)化由前面一節(jié)的分析可知，異響發(fā)生時傳動軸軸管在多個頻帶內(nèi)發(fā)生了共振。為了降低異響峰值，需要增加軸管的阻尼，削弱共振峰值。通過查閱相關資料，工程上常用的增加阻尼的方法主要是表面涂層和內(nèi)部填充。本次問題解決過程中共設計了6種不同的填充物，由于資源問題沒有設計表面涂層方案。通過對比裝有不同填充物的傳動軸模態(tài)頻率及阻尼比來評價各方案。試驗對象：試驗共有直徑90毫米和135毫米兩種軸管（不同噸位車型選裝不同傳動軸），每種軸管分毛坯狀態(tài)和成品傳動軸狀態(tài)，填充狀態(tài)共有7種，分別為無填充物、填充普通紙筒、填充2mm紙筒、填充3mm紙筒、填充4mm紙筒、填充聚氨酯120和填充聚氨酯180。共計28個試件。模態(tài)試驗：將軸管按自由模態(tài)試驗懸掛要求吊起，根據(jù)試件結構情況在管選擇10個測點，測量各測點三個方向的加速度信號。使用模態(tài)力錘激勵，測量頻率范圍0-4500Hz。衰減試驗：將軸管水平吊起，用鋼珠對軸管進行相同力度的敲擊，得到振動和噪聲的衰減曲線。試驗結果：各種狀態(tài)下的傳動軸及軸管的一階模態(tài)頻率及阻尼比見表2-表3。表2直徑90mm不同狀態(tài)下傳動軸模態(tài)對比填充狀態(tài)傳動軸軸管毛坯傳動軸頻率（Hz）阻尼比頻率（Hz）阻尼比無填充物狀態(tài)803.60.2%323.20.2%填充普通紙筒801.30.2%302.32.3%填充2mm紙筒790.50.2%295.37.8%填充3mm紙筒779.20.3%293.58.0%填充4mm紙筒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直徑135mm不同狀態(tài)下傳動軸模態(tài)對比填充狀態(tài)傳動軸軸管毛坯傳動軸頻率（Hz）阻尼比頻率（Hz）阻尼比無填充物狀態(tài)1105.40.1%468.10.1%填充普通紙筒1103.60.1%465.50.8%填充2mm紙筒1089.90.2%466.03.1%填充3mm紙筒1081.90.3%446.73.4%填充4mm紙筒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%從模態(tài)試驗的結果對比中可以得到如下結論：第一，相同直徑相同填充物狀態(tài)下，軸管毛坯的一階模態(tài)頻率比傳動軸的一階模態(tài)頻率大一倍左右，阻尼比小。第二，相同直徑軸管毛坯或者傳動軸，其阻尼比按如下順序增大：無填充物、填充普通紙筒、填充2mm紙筒、填充3mm紙筒、填充4mm紙筒、填充聚氨酯120和填充聚氨酯180?？梢酝ㄟ^傳動軸增加填充物的方法來降低傳動軸的共振頻率、衰減其共振峰值?；诂F(xiàn)在的試驗結果，可以預期增加填充物后，異響幅值會有減小。三、改進方案效果驗證基于計算仿真結果和不同填充狀態(tài)的傳動軸試驗結果對比，最終選擇主剛度為200Nm/deg的離合器片，遲滯阻尼調(diào)整為100Nm，傳動軸填充填充聚氨酯。將試驗車離合器和傳動軸更換后進行近場噪聲和扭振測量。改進后與原車數(shù)據(jù)對比見圖17和圖18。圖17改進前后傳動軸近場噪聲對比圖18改進前后變速箱扭振對比從改進前后近場噪聲及扭振的試驗結果對比來看，改進后噪聲明顯減小，沒有出現(xiàn)異常峰值，扭轉振動幅值也有同樣的變化。四、結語由于汽車本身系統(tǒng)結構復雜，產(chǎn)生異響后很難快速定位異常的部位，對于此類問題，本文通過對試驗和仿真結果的分析，確認了異響產(chǎn)生的原因：在4擋、5擋及6擋加速時，在某一發(fā)動機轉速區(qū)段內(nèi)點火激勵與傳動系扭振頻率接近或相等，造成變速箱輸入軸的轉速波動增大。2擋同步器中的鎖銷與外環(huán)發(fā)生敲擊，振動遞到傳動軸后又引發(fā)軸管在很寬的頻帶內(nèi)發(fā)生共振，并以噪聲的形式將能量傳播到空氣中，出現(xiàn)異響。通過對離合器剛度及遲滯阻尼的優(yōu)化、多個填充狀態(tài)的傳動軸試驗對比，給出了扭振異響的改進方案：離合器主剛度選擇200Nm/deg，遲滯阻尼調(diào)整為100Nm，傳動軸填充填充聚氨酯。通過實車驗證后，確認措施有效，異響消失。以上結論對汽車零部件異響問題的解決有著重要意義。綜合運用以上結論，并輔以相關試驗分析，不僅可以幫助