郭年程 卜紹先 隋磊 王新龍

傳動系統(tǒng)振動對載貨汽車通過噪聲的影響機理研究

郭年程 卜紹先 隋磊 王新龍

（中國重型汽車集團有限公司技術(shù)發(fā)展中心）

對汽車通過噪聲源進行論述，利用對某載貨汽車通過噪聲的研究闡述傳動系統(tǒng)振動對通過噪聲的影響。利用摸底試驗、傳動軸模態(tài)計算和模態(tài)試驗等方法，確定試驗樣車通過噪聲大的原因為變速器副箱齒輪嚙合激勵為激振源，且3根傳動軸耦合共振使噪聲擴大。結(jié)合噪聲原因分析和方案可行性分析，提出采用改變傳動軸空腔結(jié)構(gòu)以消除傳動軸空腔擴音的方案，從而使試驗樣車的通過噪聲顯著降低。

1 前言

汽車噪聲污染是汽車經(jīng)過街道時對居民和行人聽覺產(chǎn)生的傷害，通常用“通過噪聲測量”來模仿該類環(huán)境[1]。汽車高速行駛時噪聲源有兩大類：一類是汽車本體的噪聲源，其包括進排氣噪聲、發(fā)動機輻射噪聲、傳動軸系統(tǒng)噪聲、各類結(jié)構(gòu)噪聲；另一類是汽車與之接觸物體的摩擦噪聲，其包括輪胎-地面噪聲、風(fēng)激勵噪聲。

一般車輛的通過噪聲源主要為發(fā)動機和進排氣噪聲，但傳動系統(tǒng)的噪聲也不可忽視，在有些前置后驅(qū)車輛的通過噪聲中甚至占很大比重。動力傳動系統(tǒng)的噪聲源有變速器、分動器、驅(qū)動橋和傳動軸等。變速器、分動器、驅(qū)動橋內(nèi)都是靠齒輪嚙合來傳遞動力和改變速度的，這些齒輪嚙合不好不僅會產(chǎn)生振動還會產(chǎn)生噪聲，而傳動軸在運轉(zhuǎn)過程中也可能會發(fā)出噪聲[2、3]。

通常發(fā)動機前置的后輪驅(qū)動傳動系統(tǒng)的振動噪聲比前輪驅(qū)動時要嚴(yán)重，因為后輪驅(qū)動需要用較長的傳動軸，而前輪驅(qū)動的傳動軸較短，甚至可以沒有前傳動軸，所以前輪驅(qū)動的軸系頻率比后輪驅(qū)動的要高，較難被激勵起來。

本文所研究的某重型載貨汽車為前置后驅(qū)形式，其通過噪聲較大，利用綜合摸底試驗結(jié)合模態(tài)試驗和模擬計算的方法對試驗樣車的通過噪聲進行研究。

2 摸底試驗

利用汽車轉(zhuǎn)鼓試驗臺進行車外噪聲測試，試驗測試設(shè)備為LMS聲振測試系統(tǒng)。傳聲器布置于車外，并從變速器輸出軸取轉(zhuǎn)速信號進行噪聲階次跟蹤分析，同時在重要總成表面布置3向加速度傳感器，以輔助分析噪聲大的原因。前期根據(jù)《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》[4]對試驗樣車進行通過噪聲測試時，發(fā)現(xiàn)4擋位噪聲最大，故摸底試驗對試驗樣車進行4擋位下的勻加速試驗。圖1所示為試驗樣車左側(cè)傳聲器信號的噪聲階次跟蹤分析。

由圖1可知，噪聲信號的8.76階、17.52階、26.28階、85階、90階、170階比較突出，且1000Hz和1300Hz處存在共振帶。

3 噪聲原因分析

樣車的發(fā)動機為6缸機，點火階次為3階，變速器4擋速比為2.92，故噪聲信號中的8.76階、17.52階和26.28階分別為發(fā)動機主激勵頻率的1倍頻、2倍頻和3倍頻。由此，車外噪聲信號中的低頻大幅值成分是由發(fā)動機本體及進排氣導(dǎo)致的，但噪聲最大的影響因素是85階、90階、170階及共振帶。

樣車變速器的副箱為行星齒輪機構(gòu)，外圈齒輪為85齒，行星齒輪為5個。圖2所示為變速器表面振動加速度信號瀑布圖?？梢?，振動信號的85階、90階和170階最突出，而85階和170階分別為副箱齒輪嚙合頻率的1倍頻和2倍頻，這兩個階次突出說明齒輪精度較低。另外，90階是5個行星齒輪對85階的齒頻調(diào)制的結(jié)果，說明行星齒輪機構(gòu)裝配誤差較大。

變速器副箱的齒輪系統(tǒng)為異響根源，但噪聲信號中還存在共振帶，經(jīng)分析可知噪聲信號的共振帶在變速器和后橋的表面振動信號中都不存在，考慮到共振帶在1 000 Hz處，故推測為傳動軸共振，需對傳動軸進行模態(tài)分析。

4 傳動軸模態(tài)分析

對試驗樣車的傳動軸分別進行有限元模態(tài)計算和模態(tài)試驗，以計算作為試驗的指導(dǎo)，以試驗作為計算的驗證。求解系統(tǒng)的模態(tài)問題就是求解系統(tǒng)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型，該過程實際上是對系統(tǒng)振動方程解耦的過程，即求解系統(tǒng)特征值和特征向量的過程。對驅(qū)動橋系統(tǒng)進行微分方程求解，得到的特征值就是系統(tǒng)的模態(tài)頻率，相應(yīng)的特征向量就是此頻率的模態(tài)振型[5]。

試驗樣車的傳動軸由3段組成，第1根軸離變速器最近，即離激勵源最近，故先對第1根軸進行分析。為得到真實狀態(tài)下的模態(tài)結(jié)果，模態(tài)試驗在實車裝配狀態(tài)下進行，有限元計算時的邊界條件按照實車狀態(tài)進行。

4.1 模態(tài)計算

對傳動軸進行有限元模態(tài)計算。傳動軸的三維模型需進行適度的幾何清理，去掉能產(chǎn)生許多細(xì)小單元的倒圓、小孔等幾何特征，在保證計算精度的前提下縮短計算時間。此外，模型的一些幾何信息在導(dǎo)入時可能出錯，如曲面在導(dǎo)入時可能會出現(xiàn)縫隙、邊界錯位、重疊等問題，也需要對導(dǎo)入的模型進行清理及修復(fù)。幾何清理主要包含拓?fù)湫迯?fù)、簡化細(xì)節(jié)、拓?fù)涓倪M等。圖3所示為經(jīng)過網(wǎng)格質(zhì)量檢查的第1根傳動軸有限元計算模型[6、7]。

傳動軸主要存在兩種形式的模態(tài)：彎曲模態(tài)和凹凸變形模態(tài)。彎曲模態(tài)頻率由于十字軸的存在而較難模擬準(zhǔn)確，且彎曲模態(tài)振型的傳動軸管內(nèi)部空腔體積變化很小，即噪聲的主要影響振型為凹凸振型，故給出第1根傳動軸凹凸變形模態(tài)的計算結(jié)果，如圖4所示。

4.2 模態(tài)試驗

對傳動軸進行模態(tài)試驗[8]。模態(tài)試驗所用數(shù)據(jù)采集儀器為比利時LMS公司的Test.Lab多通道模態(tài)試驗數(shù)據(jù)系統(tǒng)，模態(tài)試驗流程如圖5所示，其主要包括激振系統(tǒng)、拾振系統(tǒng)和數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)3部分。

因為傳動軸自身共振擴大噪聲主要是凹凸變形模態(tài)導(dǎo)致的，而非彎曲變形模態(tài)，故把傳動軸簡化成一條直線的常規(guī)做法是不可取的，因為一條直線無法分辨凹凸變形。本文對傳動軸管一周范圍內(nèi)都布置3向加速度測點，每隔90°布置一排，每排10個測點，共40個測點。圖6所示為傳動軸實車約束模態(tài)試驗的測點布置幾何示意圖。

測試過程中需要監(jiān)視相干函數(shù)并驗證頻響函數(shù)的有效性[9]。所有測點的頻響函數(shù)都經(jīng)過相干函數(shù)的檢驗，相干系數(shù)普遍大于0.9。圖8所示為部分測點的相干函數(shù)。

試驗所得第1根傳動軸的凹凸變形模態(tài)結(jié)果如圖9所示。

對模擬結(jié)果和試驗結(jié)果進行對比，計算頻率誤差，如表1所列。

表1 試驗頻率與計算頻率對比結(jié)果

由表1可知，1～4階的頻率誤差都在4%以內(nèi)。由圖4、圖9及表1可知，試驗與模擬的頻率、振型都非常接近，說明計算得到的模態(tài)結(jié)果和相應(yīng)計算方法可信，因此對另兩根傳動軸只進行模態(tài)計算即可。另外，2階和3階頻率分別與噪聲信號中的1 000 Hz和1 300 Hz共振帶非常接近，說明第1根傳動軸存在共振。

用相同的計算方法計算第2根和第3根傳動軸的凹凸變形模態(tài)，以確定其是否參與共振。由于第2根和第3根傳動軸振型與第1根傳動軸相似，故只給出頻率對比結(jié)果，如表2所列。

表2 各傳動軸模態(tài)頻率對比 Hz

可見，第2根傳動軸的3、4階模態(tài)和第3根傳動軸的2階模態(tài)都在共振帶附近，故推斷其模態(tài)對噪聲結(jié)果也有較大影響。

5 改進方案及試驗驗證

通過以上分析可知，對樣車噪聲的控制可以從變速器和傳動軸兩個方面進行考慮：

a.變速器副箱是試驗樣車通過噪聲異常的根源，可以通過提高相關(guān)齒輪精度和行星齒輪機構(gòu)裝配精度的方法來抑制振源，從而降低通過噪聲。

b.在齒輪嚙合激勵下3根傳動軸存在耦合共振，為消除傳動軸共振對噪聲的影響，可以改變傳動軸空腔結(jié)構(gòu)，也可以對傳動軸管進行結(jié)構(gòu)改進，即采用移頻的方法消除共振。

綜合分析以上兩方面，控制變速器精度會大大增加生產(chǎn)成本，傳動軸管結(jié)構(gòu)改進可以避開副箱齒輪嚙合的1階激勵即（圖1中的85階），但很難避開齒頻的2階激勵（170階），且也會導(dǎo)致成本大幅增加。因此，可以改變傳動軸空腔結(jié)構(gòu)，以消除傳動軸空腔擴音。本文做法為用吸音海綿對空腔進行填充，這種方法并沒有改變傳動軸的結(jié)構(gòu)模態(tài)，因為本文不是振動問題，因此這種針對噪聲的改進方式非常合適。

對3根傳動軸管分別進行改進，并依次更換到試驗車輛上。驗證內(nèi)容分別為原始狀態(tài)、只更改第1根傳動軸和3根傳動軸全部更改3種狀態(tài)。對每種狀態(tài)分別按國家標(biāo)準(zhǔn)《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》進行測試，各擋位測試結(jié)果求取平均值后列于表3中，最終結(jié)果取各擋最大值。

表3 通過噪聲測試結(jié)果 dB（A）

由表3可知，只更改第1根傳動軸即可使噪聲降低3.2 dB（A），3根傳動軸全部更改可以使噪聲降低6.6 dB（A），改進方案效果顯著。

6 結(jié)束語

利用整車噪聲和振動的階次跟蹤分析推斷某重型載貨汽車通過噪聲較大的原因，利用模態(tài)計算和試驗相結(jié)合的方法確定樣車噪聲大的原因為變速器副箱齒輪嚙合激勵為激勵源，3根傳動軸存在耦合共振而擴大了噪聲。提出改進方案并進行驗證，結(jié)果證明改進方案效果顯著，大大降低了樣車的通過噪聲。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動——理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

2 方傳流,馮振東,呂振華.汽車動力傳動系扭振的固有特性和結(jié)構(gòu)修改控制措施分析.汽車工程,1993,15（1）:9～18.

3 Chen D W.An exact solution for free torsional vibration of a uniform circular shaft carrying multiple concentrated ele?ments.Journal of Sound and Vibration,2001,245（2）:303～328.

4 GB 1495-2002.汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法.北京:國家環(huán)境保護總局,2002.

5 張義民.機械振動力學(xué).長春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社,2000.

6 Guan Z Q,Song C.Recent advances of research on finite ele?ment mesh generation method.Journal of Computer-Aided Design and Computer Graphics,2003,15（1）:1～14.

7 杜平安.有限元網(wǎng)格劃分的基本原則.機械設(shè)計與制造, 2000,21（1）:34～36.

8 沃德·海倫，斯蒂芬·拉門茲,波爾·薩斯.模態(tài)分析理論與試驗.北京:北京理工大學(xué)出版社,2001.

9 郭年程,史文庫,劉文軍,等.動力吸振器在后橋振動控制中的應(yīng)用.吉林大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版),2012,42（6）:1349～1354.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年3月1日。

Research on Impact Mechanism of Drivetrain Vibration to Pass-by Noise of Truck

Guo Niancheng,Bu Shaoxian,Sui Lei,Wang Xinlong
（Technical center,China National Heavy Duty Truck Group Co.,Ltd）

The source of automobile pass-by noise is discussed in this paper,and the impact of drivetrain vibration on pass-by noise is expounded by study of a truck pass-by noise.By test,drive shaft modal calculation and modal test,gear meshing excitation as excitation source of the sub-transmission is identified to be source of oversized noise,in addition,the resonance of three drive shafts coupling amplifies this noise.By cause analysis and feasibility analysis of solution,it is proposed in this paper to change drive shaft cavity structure to eliminate amplification of the drive shaft cavity,which results in obvious reduction of pass-by noise of the test truck.

Truck,Pass-by noise,Modal analysis,Drivetrain vibration

載貨汽車 通過噪聲 模態(tài)分析 傳動系統(tǒng)振動

U461.4

A

1000-3703（2015）05-0049-04