Reduction of Booming Noise Using Damper Clutch Disk on the Drive Shaft of Commercial Small Truck

상업용 소형 트럭의 구동축에서 댐퍼 클러치 디스크를 이용한 부밍 소음 저감

Abstract

Torsion mode or bending mode of drive-line for rear-wheel drive vehicle exists in low frequency band. If resonance exists there between natural mode of driveline and powertrain excitation force, drive-line will manifest excessive vibration response. Also, the vibration response can be transmitted to vehicle body and can induce booming noise. A vehicle in this study exhibits a booming noise problem under specific transmission gear condition. To draw performance improvement plan, finite element analysis technique was used. Modification was evaluated qualitatively and priorities were derived. Finally, effectiveness of best modification was verified through test and full vehicle FE analysis.

1. 서 론

후륜 구동 차량의 구동축은 차량의 전후 방향으로 길어 축의 비틀림강성이 낮아 구동계의 비틀림과 굽힘 모드 진동이 저주파 영역에 분포하게 된다. 한편, 이와 같은 저주파수 대역은 상시 운전 구간 주파수 대역에 속하기 때문에 구동계의 고유모드와 파워트레인의 가진력이 서로 공진하여 구동계에서 과도한 진동이 발생한다. 또한 구동축 공진에 의한 과도한 진동이 차체에 전달되고 차실 내의 음장 모드를 가진하여 부밍 소음을 일으킬 수 있다.

구동계의 진동에 기인한 부밍음 개선에 대해서 많은 연구가 진행되어 왔다. 구동계의 비틀림 진동을 개선하기 위해서 비틀림 댐퍼(torsional damper)를 적용하여 구동계의 고유진동수의 변경과 함께 진동을 저감하는 방법(1), 구동계 설계인자를 변경하는 방법(2), 구동축의 비틀림 진동의 고유진동수를 변경하기 위해 고무 커플링(rubber coupling)(3) 등이 적용되어 왔다.

이 연구의 대상 차량은 수동 변속기를 장착한 후륜 구동 상업용 소형 트럭으로 1단부터 6단까지의 변속 단 중에서 동력 전달능력이 가장 뛰어난 6단에서 구동계의 공진에 기인한 부밍 소음이 발생하였다. 이를 개선하기 위하여 실차 시험을 통한 문제의 원인 파악과 유한요소 해석 기법을 이용 개별적으로 개선안의 진동 개선 효과를 분석하고 우선순위를 선정하였다. 또한 개선안 시험 평가를 통하여 진동 및 소음저감 효과를 확인하였다.

 

2. 본 론

2.1 구동계 비틀림 진동 발생(4,5)

디젤엔진과 구동축 등으로 구성된 복잡한 축계를 Fig. 1의 상부와 같이 단순화 할 수 있다. 또한, 비틀림 진동계를 구동축을 기준으로 회전 질량의 관성 모멘트를 각각 I1, I2, I3라고 하고 각 회전 질량 사이의 등가 스프링 상수를 k1, k2라 하면 주요 1st와 2nd 모드를 Fig. 1의 하부에 보인다. 여기서 I1은 엔진 및 플라이휠(flywheel), I2는 변속기(transmission), I3는 차동기어(differential)로 1차 모드의 노드점은 I1와 I3에 있고, 2차 모드는 I1과 I2 및 I2와 I3의 사이에 있다.

Fig. 1Torsional vibration mode shape at drive line of FR(front engine and rear wheel drive) vehicle

차량의 경우 엔진의 낮은 회전수 보다는 비교적 회전수가 높은 상용 운전 회전수에서 운전해야 한다. 구동계 비틀림 진동의 전 영역에서 사용회전수 비틀림 진동의 공진이 일어 날 수 있으며, 시스템 특성 변경 및 설계 인자 조정 등을 통한 공진회피방안이 필요하다.

2.2 차량의 비틀림 진동과 부밍 소음

이 연구의 대상 차량은 엔진을 앞에 탑재한 후륜 구동 방식이다. 이 차량은 특정 조건에서 비틀림 진동에 의한 부밍음이 크게 발생하였으며(7), 이 조건은 수동 변속기 6단 상태에서 엔진의 2,300 rpm 운전 조건이다. 자동 변속기 보다는 수동 변속기에서 부밍음이 발생하는 이유는 구동축이 클러치에 직결되어 있어 가진력이 축에 직접적으로 전달되기 때문이다. 6단에서 소음이 가장 크게 일어나는 이유는 변속 단이 높을수록 구동 가진력이 크고 2,300 rpm에서 공진이 발생하기 때문이다. Fig. 2는 차량에서 소음 측정 위치와 차량의 구동계의 구성을 보여주고 있다. Fig. 3은 차량에서 가속 시 진동 및 부밍 소음 현황을 보인다. 가속 시 부밍 소음은 변속기가 6단에서(엔진 2,300 rpm)일 때 가장 크게 발생하고 있다. 이 때 차량의 후륜 현가장치(rear suspension)에 해당하는 고정형 액슬(rigid type axle)의 진동 역시 마찬가지로 변속기 6단에서 최대로 발생하였으며, 비틀림 진동이 원인임을 알 수 있다.

Fig. 2Vehicle noise measurement position at drive line shaft

Fig. 3Booming noise and rear axle vibration structural of vehicle

엔진이 2,300 rpm에서 고정형 액슬(rigid type axle)의 거동을 파악하기 위해 운전 시 변형 형태(operating deflection shape)를 측정 결과 80 Hz에서 Fig. 4와 같은 진동 모드를 얻었다(6). 80 Hz의 계측된 진동 모드는 추진축(propeller shaft)의 비틀림 모드에 의한 고정형 액슬이 상하방향으로 들리는 거동의 모드이다. 엔진이 2,300 rpm 부근의 부밍음 저감을 위해서는 해당 모드의 고유진동수를 변경하는 방법과 공진 모드 에너지 저감 등의 회피 설계가 필요하다.

Fig. 4Operating deflection shape at 80 Hz

2.3 CAE를 이용한 개선 방법들의 경향 분석

추진축의 비틀림 진동에 기인한 부밍음 저감을 위해서는 CAE를 이용하여 여러 가지 개선안을 검토하였다. 이중 차량에 적용 가능한 개선안은 추진축의 설계 인자와 기어비 변경 그리고 계의 고유진동수를 조정하기위하여 댐퍼 클러치 디스크를 적용하는 방법이 있다. 변속기를 고려한 간략화 된 구동계를 Fig. 5에 나타 내였다. 이 모델 중 차체의 효과를 배제한 구동계에 대한 해석 모델을 Fig. 6과 같이 구성하여 부밍음 저감을 위한 개선안에 대해 정성적 평가를 수행하였다. CAE 기법은 상용해석 S/W인 MSC.Nastran을 이용하였다(8). 여기서 해석 모델은 추진축을 포함하는 구동계이며, 현가계에는 절연고무 특성을 넣고 차체 결합 부분의 6자유도로 구속하였다. 또한 타이어 특성은 스프링 요소로 가정한 후 지면과 접지한 위치에서 구속하였다. 가진은 추진축 끝단에서 1 N·mm의 토크로 하였고 크기를 변경한 결과 뒷 바퀴(rear wheel) 중심점에서 회전 가속도 응답이 민감하였다. 이 방법은 개선 효과 확인을 실차 모델을 사용하지 않고 개선안의 정성적 평가는 할 수 있다(7). Fig. 7은 변속단에 따른 가진력 효과로서 변속단이 높아질수록 바퀴(wheel)에서의 가속도가 높아지는 것을 알 수 있다. 이는 변속단이 높아짐에 따라 고정형 액슬의 진동이 커지게 된다. Fig. 8은 개선안으로서 6단 기어비를 8.1 % 증가 가진력을 줄이는 방법으로 약간의 진동 개선 효과가 있지만 응답이 크게 개선되지 않았다. 한편, 추진축 직경을 변경하는 방법으로 개선 효과가 거의 없다. Fig. 9는 댐퍼 클러치 디스크를 적용한 해석결과를 나타내고 있다. 해석 결과 구동계의 3차 비틀림 진동의 고유진동수를 낮아지는 효과가 있어 만일 실차의 구동계 비틀림 모드와 샤시계 구성 해석 모델의 3차 비틀림 모드가 공진한다 하더라도 가진력이 줄어들어 개선의 효과가 클 것으로 예상된다.

Fig. 5Diagram of CAE model

Fig. 6CAE model of drive line

Fig. 7Frequency response curve at trans-mission 4,5,6 step down gear

Fig. 8Affect of design change

Fig. 9Frequency response curve of damper and rigid clutch

Fig. 10Damper and rigid clutch disk

2.4 개선안 실차 평가

개선안으로서 기어비 변경안과 댐퍼 클러치 디스크 적용안이 가능하였다. 시험 평가 결과 두 개선안에서 기어비 변경안보다는 댐퍼 클러치 디스크 변경안이 부밍음 저감 효과가 더 뛰어 났었다. Fig. 11은 기어비를 상승시키는 방안은 6단 기어비 상승에 따른 연비가 낮아지는 부작용이 있다. 따라서 부밍음 개선 효과가 뛰어나고 연소 성능에 대한 영향이 작은 댐퍼 클러치 디스크(damper clutch disk) 적용이 최적의 방향이다.

Fig. 11D.R.E.(driver right ear) booming noise of transmission 6th gear ratio change

기존의 고정형 클러치 디스크(rigid clutch disk)와 개선안인 댐퍼 클러치 디스크의 형상은 Fig. 9에 나타난다. 구동축에 동력을 연결하거나 끊어주는 매개체의 역할을 담당하는 클러치 디스크(clutch disk)를 고정형(rigid type)으로 연결하면 엔진의 과도 응답이 구동계에 그대로 전달되는 단점이 있다. 방진 대책으로 구동 회전축 방향으로 스프링 댐퍼 클러치 디스크가 적합하다. 댐퍼 요소가 있는 클러치 디스크를 적용하여 Fig. 12(a)는 구동축의 비틀림 진동의 주공진점은 엔진 회전수 기준 2,500 rpm에서 1,900 rpm으로 낮아지고 각 가속도도 1/3 수준으로 저감되었다. Fig. 12(b)은 부밍음에 대한 확인 결과 비틀림 진동과 마찬가지로 부밍음 최고값은 엔진이 2,300 rpm에서 2,000 rpm으로 이동하였고, 최고값 위치의 소음 레벨은 6 dB(A) 저감되었다.

Fig. 12Effect of damper clutch disk

2.5 실차 해석을 통한 상관성 검토

다음은 실차 해석모델을 구성하여 개선안에 대한 시험 평가의 재현 가능 여부를 검토하였다. 해석모델은 2.3절에서 검토한 샤시계 구성 모델에 차체 해석 모델을 결합하여 실차 진동 조건을 재현 할 수 있도록 하였다. 실차 해석에서 가진력은 엔진 크랭크 축에 단위 토크를 부여하였다. 단위 토크를 사용하는 이유는 실제 구동 시의 엔진의 가진력을 구현하기 어렵기 때문이다. 따라서 실제 차량의 다양한 가진력에 대한 데이터베이스(data base)를 구축하면 해석에서의 정량적 예측 성능이 향상될 것으로 기대한다.

해석 항목은 구동계의 비틀림 진동 재현과 개선안에 대한 효과 확인이다. 먼저 실차 평가 시에 문제시 되었던 주파수 대역에 구동계 비틀림 진동이 나타나는지 확인하였다. 실차 해석에서는 71.4 Hz에서 구동계 비틀림 공진이 발생하였다. Fig. 13은 개선안의 비교 결과로 댐퍼 클러치 디스크를 적용하면 추진축의 비틀림 진동 고유진동수가 71.4 Hz에서 56.6 Hz로 하향 조정된다. 한편 진동의 수준은 저감없이 수평 이동하였다. 주파수 하향 이동은 시험 평가와 같은 경향이고 최고값(peak)이 변화 없는 것은 시험 평가와 상이한 결과이다. 시험 평가에서는 주파수 대역 별로 크기가 다른 실제 하중이 적용되는 반면 해석에서는 전 주파수 대역에서 동일한 크기의 하중이 적용되므로 주파수 대역별 값은 정량적으로 예측할 수 없다. 댐퍼 클러치 디스크 적용 방법에 비하여 기어 비 상향 조정안은 해석결과에서 그다지 효과를 보이지 못하고 있으며, 이와 같은 경향은 2.3절에서 검토한 바와 같은 결과이다. Fig. 14는 개선안 적용 전후의 차체 음향 감도 해석 결과를 나타내고 있다. 댐퍼 클러치 디스크 적용 후 추진축 비틀림 진동 모드의 이동과 차체 전후 진동 개선에 따라 70 Hz~80 Hz 대역의 음향 감도가 개선되며 67 Hz 대역의 음향 감도가 일부 증가 되었다. 또한 음향 감도 최고값 주파수는 78 Hz로 나타났다. 이는 2.4절의 시험평가 결과가 엔진 크랭크축 회전수가 2,300 rpm일 때 엔진 폭발 성분인 76.7 Hz 대역이 개선되었으며, 엔진 크랭크축 회전수가 2,000 rpm일 때 엔진 폭발 성분인 66.7 Hz 대역이 구동계 비틀림 공진주파수 이동에 따라 일부 증가된 결과는 이 해석결과와 같은 경향을 보인다.

Fig. 13CAE angular acceleration of propeller shaft

Fig. 14Sound level at DRE(driver right ear)

 

3. 결 론

후륜 구동 차량에서 주로 발생하는 구동계 진동 및 부밍 소음에 대한 발생과정, 진동 모드의 해석, 개선 방법 등을 검토하였으며 이를 정리 요약하면 다음과 같다.

(1) 구동계 비틀림 진동에 기인한 진동 및 소음문제가 발생하여 샤시계로 구성된 해석 모델을 이용하였다. 개선안에 대한 효과는 실차 확인 결과 이론 해석과 유사하였다.

(2) 실차 평가에서는 구동계 비틀림 진동 모드 계측이 어렵지만 해석에 의해서 비틀림 진동 모드의 확인과 함께 문제의 원인 파악 할 수 있어 상호 보완적이다. 해석 모델에 대한 신뢰성은 계측을 통해서 데이터베이스화하여 해석에 대한 오차를 줄일 수 있을 것으로 판단된다.

(3) 진동 및 소음저감을 위한 여러 가지 개선안에 대해서 CAE 기법을 이용하여 시간과 비용 및 노력을 절감할 수 있었다. 다만 최종안의 해석에 대한 신뢰를 확인하기 위해서 계측을 통한 확인이 필요하다.