跟着客车策动机功率的不息提升和车辆机闭的轻量化计划,动力传动体例的扭振题目越来越特别,成为客车振动和噪声的要紧来源之一。策动机转矩向车轮转达经过中,会勉励动力传动体例的改变模态。当策动机的回旋驱策频率与传动体例改变模态的频率类似或靠近时,便会使传动体例发作激烈而次序的改变共振,驱策被大幅放大,转达到车身,惹起车内轰鸣声。正在国内商用车范畴,对这一题目的探讨尚处于起步阶段,且众采用通过对测试数据的阶次阐述、模态阐述、转达旅途阐述等举措,确定噪声的振动泉源及峰值发作来由[1-5] 。本文也采用这一举措对某后置策动机旅乘客车斥地中遭遇的车内轰鸣声题目举办探讨,为好像题目的处分供给参考。

某9 m 后置策动机旅乘客车,设备直列6 缸柴油策动机, 6 挡手动变速器。正在4 挡全油门加快经过中,策动机转速1 400 ~ 1 500 r/ min 之间,车内显示较明白的车身颤栗和轰鸣表象,主观评议车内后排噪声较大,并有明白压耳感。采用LMS Test. Lab 众通道测试体例对车内噪声举办客观数据收集。为便于阐述,截取4 挡全油门加快行驶经过车内后排噪声声压级弧线 所示。由图可知,策动机转速抵达1 452 r/ min 时,车内后排噪声显示峰值,抵达81． 22dB(A),客观数据与主观评议相符。通过FFT 转换,获得其噪声频谱图[6-7] ,如图2 所示,策动机转速1 450 r/ min 驾驭时,车内轰鸣声能量奉献要紧来自3阶驱策频率72 Hz。

遵照体味,动力传动体例扭振对后置策动机车辆车内振动噪声存正在较大影响[10] ,发轫对传动体例扭振举办测试。测试全油门加快经过中变速器一轴正在各挡位下的改变振动数据,此中扭振幅值最大的4 挡一轴扭振频谱和改变角速率弧线 挡的传动体例改变模态频率为72Hz,与策动机的三阶模态频率不异。阐述图4,正在策动机转速1 450 r/ min 左近显示角速率动摇峰值,最大扭振角速率抵达6． 1 rad/ s。况且图4 转化趋向与图1 转化趋向较类似,均正在策动机转速1 450 r/ min左近抵达最大值,有明白的强闭连,是以,判定全油门加快经过中正在策动机转速1 450 r/ min 左近,车内显示的低频轰鸣声要紧驱策源是:策动机三阶驱策频率72 Hz 与4 挡形态下的动力传动体例改变模态发作耦合共振所致。

遵照上述阐述,车内轰鸣声要紧为低频机闭振动所致,以是不阐述气氛转达旅途。针对本文题目,要紧机闭转达旅途有:① 动力总成—悬置—车架—车身—车内声腔;② 动力总成—传动轴—驱动桥—悬架—车架—车内声腔。

区别对车架、驱动桥壳等要紧机闭转达旅途的环节点振动举办反映测试阐述。遵照测试结果,驱动桥壳以Y 向振动最大,正在策动机转速抵达1 450 r/ min驾驭时,正在72 Hz 左近显示峰值,抵达2． 45 m/ s2,其频谱如图5 所示。车架以X 向振动最大,正在策动机转速抵达1 450 r/ min 驾驭时,正在72 Hz 左近显示峰值,抵达0． 9 m/ s2,其频谱如图6 所示。比较图2、图5、图6 可能看出,驱动桥壳和车架振动频谱与车内噪声谱的趋向类似,是以,可判定动力传动体例较大的交变扭矩通事后桥主减啮协力反效用正在主减输入轴轴承上,惹起驱动桥壳Y 向振动加剧,再源委悬架转达到车架,尔后惹起车内轰鸣声。即上述②为惹起全油门加快经过中车内轰鸣声的要紧转达旅途。

通过试验模态阐述,可得回车内声腔模态。前四阶声腔模态展现为前后伸缩特质,频率区别为17． 93Hz、37． 76 Hz、57． 23 Hz、67． 40 Hz;第五阶声腔模态展现为前后伸缩、纵向和横向交织的特质,频率为74． 20 Hz,与策动机的驱策频率耦合。综上得知,来自觉动机3 阶的驱策频率72 Hz,与动力传动体例改变模态耦合共振,通过动力总成—传动轴—驱动桥—悬架—车架旅途转达至车内,再与74． 20 Hz 声腔模态发作耦合惹起车内轰鸣声。

将整车看作一个振动体例,驱动桥主减输入轴改变交变扭矩为其激振力,减小该交变扭矩,可改革车内轰鸣声。再从转达旅途阐述,可选取以下改革步骤:①调理聚散器刚度和阻尼,衰减策动机向变速器输入轴扭振的宣传;②调理传动体例的转动惯量、改变刚度等,以调换体例的固有频率,使共振转速避开办事转速或常用办事转速鸿沟[4] 。

因为减小策动机驱策和调理聚散器减振刚度需求对零部件机闭举办调理,周期太长,不确定身分众,对已定型的车辆来说极难完毕。以是,本次采用上述较为容易的步骤②避开耦合共振频率[11-12] 。其益处是周期短、本钱低。

酌量空间机闭,最终确定计划:正在变速器输出端或驱动桥输入端添补一个惯量法兰。起首且则正在变速器输出法兰外径套装差别质料的圆盘,维系整车试验及主观评议,最终加装质料为1． 85 kg 的圆盘(对应转动惯量为0． 25 kg·m2 ),主观评议车内后排噪声正在各挡全油门加快时最低。因为套装圆盘牢靠性差,时分长有零落和断裂危害,以是末了操纵UG 软件计划一款质料为1． 85 kg、转动惯量为0． 25 kg·m2 的法兰,装配正在变速器输出法兰与传动轴输入法兰之间,随传动轴一齐转动。

装好惯量法兰后,再测试全油门加快经过中变速器各挡传动体例的扭振和车内噪声状况:1、2、3、5、6挡一轴扭振均无明白峰值;4 挡变速器一轴扭振峰值显示正在50 Hz,避开了耦合共振频率;72 Hz 处扭振角速率降至0． 24 rad/ s;车内低频轰鸣声表象主观感触基础隐没。正在策动机1 450 r/ min 处车内后排噪声为74． 09 dB(A),相对原形态低重了7． 18 dB(A),改革效率明显。

本文基于“驱策源—转达旅途—反映” 的思绪,阐述车内轰鸣声发作来由,最终通过增大传动体例转动惯量的举措,将4 挡形态下的动力传动体例改变模态低重22 Hz,有用避开耦合共振频率,车内后排噪声明显低重,主观评议优异。

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