doi:10.3969/j.issn.1005-2550.2023.05.002                                                                        收搞日期:2023-07-28三圆幅值法优化某中巴车传动系动
平衡研究
赵建1,2,宋雨1,2,王明正1,2,仲崇发1,2,陈曦1,2
汽车传动轴(1.中国第一汽车集团有限公司 研发总院,长春130022;
2. 高端汽车集成与控制全国重点实验室,长春130022)
摘  要:某中巴车在80km/h以上车内有明显的轰鸣和振动,经试验测试分析确定为传动系一阶不平衡导致。根据现有技术水平,难以对整个传动系统组件进行整体动平衡下线检测
和控制,本文首先对传动系动平衡技术进行了总结,对三圆动平衡进行了理论分析。并采用
三圆幅值法在传动轴和后主减连接位置传动轴侧对整个传动系统进行了重新动平衡,试验结
果表明,优化前后驾驶员座椅导轨传动系一阶振动RSS峰值降低了73%,车内传动系一阶噪
声峰值由降低了15%,高车速车内轰鸣和振动消失,问题得以解决,说明三圆幅值法解决类
似工程实际问题快速有效。
关键词:传动系;阶次分析;三圆幅值;动平衡;振动
中图分类号:U463.2      文献标识码:A      文章编号:1005-2550(2023)05-0009-07
Study on the Optimization of the Dynamic Balance of the
Transmission System of a Medium Bus by the Three-circle
Amplitude Method
ZHAO Jian1,2, SONG Yu1,2, WANG Ming-zheng1,2, ZHONG Chong-fa1,2, CHEN Xi1,2
(1. China First Automobile Group Co., Ltd. Research and Development Institute, Array Changchun 130022, China;2.National Key Laboratory of Advanced Vehicle Integration
and Control, Changchun 130022, China)
Abstract: A minibus has obvious roaring and vibration in the vehicle when the speed is more than 80km/h, which is determined to be caused by the first order imbalance of the
transmission system through test and analysis. According to the existing technical level, it is
difficult to carry out offline detection and control of the overall dynamic balance of the entire
transmission system components. First, this paper summarizes the dynamic balance technology
of the transmission system, and makes a theoretical analysis of the three circle dynamic balance.
The three circle amplitude method is used to re balance the whole transmission system at
the transmission shaft and the transmission shaft side at the connection position of the rear
main reducer. The test results show that the peak value of the first order vibration RSS of the
optimized front and rear driver seat rail transmission system is reduced from 4.12g to 1.12g,
and the peak value of the first order noise of the transmission system in the vehicle is reduced
from 101dB to 86 dB. The rumble and vibration in the vehicle at high speed disappear, and the
problem is solved, It shows that the three circle amplitude method is fast and effective in solving
practical problems of similar projects.
Key Words: Drive train; Order analysis; Amplitude of three circles; Unbalance; Vibration
衡后,问题得以解决,为类似车辆市场抱怨问题的解决提供了重要的工程实践参考。
1    传动系结构和阶次问题
传动系统是转频不断变化的机械系统,而针对这种系统目前具有比较成熟的分析手段,那就是阶次分析。阶次分析指的是从周期载荷作用下的系统测量中提取正弦分量的方法。
本文针对的是后驱中巴乘用车,其基本结构参考模型见图1。该车型传动轴为三段式结构共两个中间支承组成。中间支承通过支架连接到车架上,车架和车身通过衬套连接。
图1 中巴车传动系基本结构参考模型
1.1  传动系不平衡概念和原因分析
旋转机械均可能存在动平衡的问题,汽车上最典型的旋转零部件如车轮、风扇和传动系等,在这些产
品开发过程中都需要考虑其动平衡,动平衡不好不仅会极大的降低部件使用寿命和效率,而且严重影响整车NVH性能。不平衡分为静不平衡、耦合不平衡和动不平衡。这些不平衡均是由于旋转件在旋转轴线上的质量分配不均匀所导致的。传动轴不平衡量引起的离心力计算公式见(1):
(1)
F 为离心力;M 为转子质量;r e 为旋转中心的距离;m 为不平衡的质量;r u 为旋转中心与不平衡圆的距离;ω为转子的角速度;n为转子转速不平衡方程示意图见图2:
图2 不平衡方程示意图
在中巴车发展的过程中,尤其在高端细分市场层面市场竞争激烈,不管是用户还是主机厂对车辆的NVH(noise、vibration&harshness)性能也越来越重视。传动系统作为车辆动力传递的“大动脉”,也是生产车辆NVH问题的重要激励源。传动系统NVH控制的主要难点除了涉及到的零部件较多,还因为其布置形式和材料各异,且涉及到大量的非线性原因[1]
。汽车传动系统产生的NVH 问题种类繁多,比如离合器颤振、齿轮啸叫、变速器啸叫、传动系扭振、传动轴高频辐射噪声和传动系动不平衡导致的传动系阶次振动噪声等问题,而针对后驱车或者四驱车传动系产生的动平衡问题是常见的市场抱怨NVH问题。
针对传动系的动不平衡问题,国内外学者已经做了大量的研究工作。姚远对传动轴产生不平衡原因进行了说明[2]
。文献[3]用建立了标准模型,然后用有限元法计算并识别出了关键不平衡点。文献[4]提出了低速全息平衡法。文献[5]建立了改进全息动平衡法。文献[6]对现场动平衡技术的研究进展进行了总结。文献[7-8]对影响现场动平衡的因素进行了研究。文献[9]系统的对旋转机械动平衡原理进行了阐述,文献[10]对转子的振动能反应出转子的不平衡量提出了质疑,文献[11]基于影响系数法进行现场动平衡理论对传动系统不平衡和车内传动系一阶轰鸣声之间的关系进行了研究,但没有文献对三圆幅值法在车辆上的应
用开展理论和试验研究。
本文对三圆动平衡法进行了理论说明和验证,并采用该方法针对某中巴车车内轰鸣和振动
问题进行了传动系现场动平衡,传动系现场动平
不平衡量为[质量]×[距离],常用的单位是g·cm。
旋转机械产生不平衡的原因主要有:1、质量分布不均匀。
2、轴中心线和安装中心线平行但不相交或者相交但不平行。
3、轴本身弯曲。
4、轴系各安装部件之间间隙使轴的旋转运动偏离了中心。
图3是质量分布不均匀的示意图。图4是运动间隙累计导致的动不平衡示意图。
图3 质量分布不均匀
图4 运动间隙累积导致的旋转不平衡
1.2  车辆传动系一阶振动噪声问题
该中巴车在加速和滑行工况下,80km/h以上车内有明显的轰鸣和振动,且和档位无关,此问题只和车速正相关,实际上,类似问题多发生在车辆研发过程中,市场上也存在偶发现象。为了确认问题,按照图5和图6布置传感器和麦克风,传动轴前后中间支承位置、后桥壳和传动轴连接位置后桥壳凸缘位置布置三向加速度传感器。车内驾驶员外耳、第二排左侧内耳和第五排左侧内耳布置传声器,驾驶员座椅导轨和车内底板分别布置三向加速服振动传感器,为了采集数据的一致性,根据经验,车辆加速到130km/h以上滑行到60km/h,采集车速、传动轴转速和相应的振动噪声信号。
图5 底盘振动布置点示意图图6 车内振动噪声测点布置示意图
对测试数据进行分析,各测点colormap图见图7,可以明显看出,各测点均有明显的传动系一阶导致的亮点。结合主观评价,在80km/h以上不可忍受。
(a) 驾驶员外耳噪声colormap图
(b) 第五排左侧座椅右乘客内耳噪声colormap图
(c) 第二排左侧座椅右乘客内耳噪声colormap图
(d) 驾驶员座椅导轨振动速度colormap图
(e) 前中间支撑振动加速度colormap图
2.2  三圆幅值法操作步骤
三圆幅值法动平衡操作步骤如下:
步骤1、将需要动平衡的传动轴平衡面外圆三等分,分别标记为A、B、C点,相互夹角为120°,如图8所示:
图8 传动轴横切面及质量块安装位置
步骤2、在各标记点位置先后安装试重块,用于激起传动系统一阶不平衡,进而产生传动轴
一阶振动。鉴于现有经验,本次试验采用30g试重块,试重块充分固定在传动轴上,保证在传动轴高速旋转时不发生脱落。为了试验测试结果的一致性,采用带挡减速滑行,车速范围:130km/h -40km/h,依次完成以下试验内容:
a)不加试重块的传动轴原状态条件下,完成130km/h-40km/h滑行,振动(噪声)峰值处幅值大小为R 0;
b)A点安装试重块条件下,完成130km/h- 40km/h滑行,振动(噪声)峰值处幅值大小为R A ;
c)B点安装试重块条件下,完成130km/h- 40km/h滑行,振动(噪声)峰值处幅值大小为R B ;
d)C点安装试重块条件下,完成130km/h- 40km/h滑行,振动(噪声)峰值处幅值大小为R C 。
每组试验测试三组有效数据。记录下传动轴转速、车速和振动噪声测点信号。
步骤3、在整个滑行过程中到振动(噪声)峰值位置用相同比例做振动向量图,首先以R 0为半径画圆,圆心为O,记为0圆;然后把0圆参考图13三等分,均分点记为A、B、C。然后分别以A为圆心,R A 为半径画出圆A,圆A和圆B的交点记为A B ;以B为圆心R B 为半径画出圆B,圆B和圆C的交点记为B C ;以C为圆心,R C 为半径画出圆C,圆C 和圆A的交点记为C A ,做A B ,B C 、C A 三角形的外接圆,圆心O 1
为见图9。
(f) 后主减壳体振动加速度colormap图
(g) 后中间支撑振动加速度colormap图
图7 振动噪声测点colormap图(备注:图中纵坐标为车速)
2    现场动平衡技术
2.1  常用现场动平衡方法简介
转子现场动平衡理论概念是有明日合彦首先提出来的。由于旋转机械向高速化和巨大型体化方向的发展,现场动平衡技术和理论也获得了快速的进步,变成了旋转机械研究的一个热点。传递矩阵法和有限元法是计算转子动力学的常用的方法。文献[12]提出了传递矩阵法计算柔性转子不平衡响应。文献[13]第一次提出用有限元法模拟分析转子系统动平衡。以美国Goodman为代表的学者提出了将动平衡问题转换为线性方程的影响系数法。文献[14]对小阻尼支撑的转子系统提出了无试重的模态平衡法进行了研究。文献[15]提出了用于柔性转子动平衡的全息平衡法。这几种对转子系统进行现场动平衡的方法都对现场动平衡的技术发展和理论创新产生了重大的影响。
三圆幅值法是另一种转子系统现场动平衡的方法,这种方法不需要测量不平衡适量的精确相位角。对于市场上或者研发过程中汽车整车出现的传动系不平衡问题,三圆幅值法准确直观,快速省时。仍有重要的工程实践意义和广泛的应
用。
图9 步骤3图解示意图
步骤4、把圆心O和O 1连接到一起,并延长O 和O 1连接线到圆O,圆O和O O 1相交与点P,测量OA和OO 1之间的夹角α。平衡位置为P点,平衡重大小按照公式(2)确定。
(2)
2.3    三圆幅值法传动轴现场动平衡解析
传动轴初始不平衡量及位置未知,将其假设在传动轴某截面上,不平衡量为m 0,不平衡量位置为距点A逆时针方向弧度φ上,如图1所示, 则不平衡量在坐标x 、y 轴上的分量大小见方程(3)。
(3)
传动轴不平衡量m 0及φ位置的计算方法如下:1)传动轴以某一工作转速Ω运行,测量此时的振动加速度,其中由不平衡量引起的一阶振动总值RSS 大小为a 0,此时存在一个换算系数 k (N/kg 2
),满足公式(4):
(4)
2)在点A位置粘贴不平衡大小为Δm 的质量块,传动轴以工作转速Ω下运行,测得不平衡引起的一阶振动总值RSS 大小为a 1,满足公式(5):
(5)
3)在点B位置粘贴不平衡大小为Δm 的质量块,传动轴以工作转速Ω下运行,测得不平衡引起的一阶振动总值RSS 大小为a 2,满足公式(6)。
(6)
4)在点C位置粘贴不平衡大小Δm 为的质量块,传动轴以工作转速Ω下运行,测得不平衡引起
转动方向
A
B
C
O
O 1
C A
B c
A B
P R B
R A
R
C
的一阶振动总值RSS 大小为a 3,满足公式(7):
(7)
联立方程(4)-(7)得不平衡量及相位:
(8)
得的传动轴不平衡量及相位如公式(11)和(12):
(11) 3    传动系一阶问题优化和解决
3.1  试验分析过程
本次试验在底盘测功机上开展,采用车带毂模式,毂面为沥青路面。振动传感器量程为50g,为了试验可靠性,试验之前对车辆进行检查,确保了车辆安全系统、油液、电气与机械等系统处于安全状态,轮胎胎压要求达到设计要求,数据采集与分析参数设置如下:
a)分析频率范围:10Hz~100Hz。b)频率分辨率:1Hz。
c)计算方式:跟踪传动轴转速,并提取传动轴一阶振动分量。
振动信号用公式(13)计算:
(13)
式中:a x 、a y 、a z 分别为整车x 、y 、z 三个方向振动加速度,单位为m/s 2。
按照三圆幅值法现场动平衡步骤,测试获得各测点振动噪声传动系一阶曲线,经对比分析,选取传动轴3400rpm位置峰值作为基准点对传动系统进行现场动平衡,限于篇幅,本文只列举出后主减壳体振
动加速度RSS曲线(图10)。虽然本中巴车为三段式传动轴,但根据传动轴开发流程,传动轴下线四个动平衡位置的剩余动不平衡满足目标,而由于传动轴最前面等效不平衡面和动力总成连接,而动力总成经过发动机悬置衰减后,传递到车架而后传递到车身的振动非常有限。而后主减和传动轴连接后,该位置的剩余动平衡量无法控制,若后主减输入端法兰的剩余动不平衡和传动轴末端剩余动不平衡量均较大且轻点位置叠加,就会导致更大的剩余动不平衡,传动轴高速