鄧江華 李燦 崔華閣

（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心汽車工程研究院）

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性對(duì)車內(nèi)噪聲影響分析

鄧江華 李燦 崔華閣

（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心汽車工程研究院）

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振與扭振是引起諸多后驅(qū)汽車車內(nèi)轟鳴聲的共性問題。某前置后驅(qū)柴油機(jī)汽車在全油門加速工況時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的多個(gè)耦合彎振頻率及其3階扭振造成車內(nèi)多個(gè)轉(zhuǎn)速下的噪聲峰值。通過進(jìn)行動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振計(jì)算分析與彎扭振試驗(yàn)研究，采用減小動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)源與改變?cè)撓到y(tǒng)彎扭剛度的方法，解決了由于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎扭振動(dòng)特性引發(fā)的NVH問題。

1 前言

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)在前置后驅(qū)車輛上是一主要的振動(dòng)噪聲源。發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)一部分由懸置傳遞至車身，另一部分則通過傳動(dòng)系統(tǒng)經(jīng)由懸架傳遞至車身，此時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)是振動(dòng)能量的傳遞途徑。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)可看作是一簡(jiǎn)支梁結(jié)構(gòu)，即其存在不同頻率的彎曲模態(tài)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力的激勵(lì)，當(dāng)其模態(tài)能量較高時(shí)，則該彎曲模態(tài)極易被激發(fā)；另外，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)總成作為一旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，本身存在扭轉(zhuǎn)模態(tài)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)自身的扭矩波動(dòng)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)也極易被激發(fā)。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的彎振和扭振通過懸架系統(tǒng)傳遞至車身，并向車內(nèi)輻射噪聲，引發(fā)車內(nèi)較大的振動(dòng)和噪聲響應(yīng)。

國(guó)內(nèi)、外研究人員對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH特性及優(yōu)化方法開展了大量的研究，胡子正［1］、趙騫等［2］對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振特性及其對(duì)車內(nèi)噪聲影響的靈敏度進(jìn)行了分析研究；Aldo Sorniotti［3］研究了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各主要參數(shù)對(duì)車內(nèi)振動(dòng)噪聲的影響；Darrell Robinette等［4］研究了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)引發(fā)振動(dòng)噪聲的解決方案，采用扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)該問題進(jìn)行了優(yōu)化。

本文以某車型開發(fā)過程中全油門加速（WOT）工況時(shí)車內(nèi)轟鳴聲解決過程為例，充分考慮動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振和扭振特性，研究在車內(nèi)不同頻段上轟鳴聲產(chǎn)生的機(jī)理和特征，針對(duì)其在WOT工況時(shí)車內(nèi)轟鳴聲進(jìn)行分析、研究，并提出相應(yīng)的解決對(duì)策。

2 問題描述

該車型動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)采用前置后驅(qū)形式，發(fā)動(dòng)機(jī)為1.9T柴油機(jī)，6擋手動(dòng)變速器。在WOT工況時(shí)，車內(nèi)乘員位置在多個(gè)轉(zhuǎn)速下存在轟鳴聲，且主觀感覺整體聲壓級(jí)較大。通過測(cè)試得到乘員位置在該工況下噪聲譜圖，如圖1所示。

由圖1可以看出，在1 400 r/min轉(zhuǎn)速附近，由發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)產(chǎn)生一較高的噪聲峰值，引起車內(nèi)強(qiáng)烈的振動(dòng)和噪聲；另外，在200～220 Hz范圍內(nèi)還存在明顯的由結(jié)構(gòu)共振引發(fā)的噪聲帶，該噪聲帶的存在也大幅提高了車內(nèi)總聲壓級(jí)水平。

由圖1可知，200～220 Hz的噪聲峰值表現(xiàn)為較強(qiáng)的結(jié)構(gòu)共振，可能與多個(gè)結(jié)構(gòu)的模態(tài)發(fā)生耦合有關(guān)，而此頻率分布多與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的彎曲模態(tài)頻率較為一致；而1 400 r/min轉(zhuǎn)速附近的轟鳴聲，則可能為發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)激發(fā)了某結(jié)構(gòu)模態(tài)，從而引發(fā)車內(nèi)噪聲。

通過不同擋位下WOT工況車內(nèi)噪聲測(cè)試可以發(fā)現(xiàn)，圖1中轟鳴聲所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速并非一定轉(zhuǎn)速，而是隨擋位不同而變化，如圖2所示。

由圖2可知，出現(xiàn)轟鳴的轉(zhuǎn)速隨擋位變化而變化，由2擋的1 567 r/min降至4擋的1 349 r/min。由此說明，該噪聲峰值與擋位有關(guān)，故可基本推斷該峰值由動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振引起[1]。

3 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性主要分為彎振和扭振，其中彎振主要由發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力激勵(lì)，引起動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的彎曲模態(tài)共振；而扭振主要由發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)引起，主要表現(xiàn)為不同系統(tǒng)（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、減速器等）的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

3.1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振

對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)總成進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，采用兩個(gè)激振器分別對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與后橋處進(jìn)行激勵(lì)，同時(shí)在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)總成上布置加速度傳感器，測(cè)取其響應(yīng)，并根據(jù)輸入和輸出間的頻響函數(shù)，基于POLYMAX方法進(jìn)行模態(tài)識(shí)別，獲得動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲模態(tài)。由此，在200～220 Hz頻帶內(nèi)存在兩個(gè)模態(tài)頻率，分別為變速器安裝梁模態(tài)（215 Hz）和前傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)（201 Hz），振型如圖3所示。

因此，車內(nèi)200～220 Hz的噪聲峰值帶可能由變速器安裝梁及前傳動(dòng)軸模態(tài)引發(fā)，二者的模態(tài)共振引起了在該頻段的強(qiáng)耦合模態(tài)能量，進(jìn)而引起車內(nèi)較大的噪聲水平。

3.2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振

通過扭振模態(tài)計(jì)算以驗(yàn)證動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)與車內(nèi)噪聲的相關(guān)性。本次分析在建模時(shí)做如下假設(shè)：

a.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)工作在穩(wěn)定工況下，不考慮換擋、發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)等瞬態(tài)工況；

b.不考慮傳動(dòng)系統(tǒng)中橫向、縱向以及垂向振動(dòng)對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的影響；

c.扭振系統(tǒng)是線性的；

d.不考慮附屬設(shè)備的影響；

e.忽略傳動(dòng)系統(tǒng)中齒輪加工、安裝誤差和磨損變形。

基于以上假設(shè)對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化，如圖4所示。

基于所建立的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型，依據(jù)其轉(zhuǎn)速傳遞特性及發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、傳動(dòng)軸、減速器、半軸、車輪等相關(guān)轉(zhuǎn)動(dòng)部件與連接部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、扭轉(zhuǎn)剛度，整理可得系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程為：

其中，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與剛度矩陣為：

采用雙支系統(tǒng)基于逆矩陣法進(jìn)行系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)分析，計(jì)算出變速器在不同擋位時(shí)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振頻率[2]，見表1。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型如圖5所示，其中橫坐標(biāo)1～5分別代表不同的子系統(tǒng)，1為發(fā)動(dòng)機(jī)，2為變速器，3為主減速器總成，4與5為兩側(cè)車輪（帶車身）。

表1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振頻率 Hz

由表1及圖5可知，第1階模態(tài)為兩側(cè)車輪的反向扭轉(zhuǎn)；第2階模態(tài)為發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器及主減速器的同向扭轉(zhuǎn)，以發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)振幅最大；第3階模態(tài)為變速器與主減速器的同向扭轉(zhuǎn)，以主減速器處振幅最大；第4階模態(tài)為主減速器與變速器間的反向扭轉(zhuǎn)，以主減速器處振幅最大。

通過扭轉(zhuǎn)模態(tài)計(jì)算分析結(jié)果可以看出，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的第3階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率分布在38～56 Hz，與WOT工況中出現(xiàn)噪聲峰值所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速基本一致，見表2。

表2 WOT工況噪聲峰值對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速

由表2可以推斷，在WOT工況時(shí)1 400 r/min轉(zhuǎn)速附近出現(xiàn)的噪聲峰值是由動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振引起。

4 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎扭振解決方案

通常針對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振和扭振的解決方案有以下4種：

a.減小發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力或扭矩波動(dòng)，即降低激勵(lì)源；

b.調(diào)整動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)，如剛度、質(zhì)量、阻尼等，即調(diào)整彎扭模態(tài)頻率；

c.改變傳遞路徑特性，如調(diào)整懸架系統(tǒng)的剛度、阻尼等；

d.提高車身鈑金件剛度，加大車身鈑金件阻尼，以減小其對(duì)車內(nèi)的聲輻射。

針對(duì)所研究測(cè)試樣車，主要采用前兩種方案對(duì)問題進(jìn)行整改，即分別考慮采用減小激振力與調(diào)整固有頻率兩種方案進(jìn)行處理[4]，并且分別在實(shí)車上施加兩種方案后評(píng)估其對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題的解決效果。

4.1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振處理

4.1.1 調(diào)整固有頻率

由圖5c所示可知，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)在該頻率下的扭振表現(xiàn)為變速器與后橋的同向扭轉(zhuǎn)，故對(duì)該扭轉(zhuǎn)模態(tài)特性的主要影響因素為離合器剛度（k12）、半軸扭轉(zhuǎn)剛度（k34、k35）及變速器與主減速器總成的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（J2、J3）。

基于上述分析，考慮到工程化需要及樣件實(shí)施的方便性，主要針對(duì)離合器剛度k12進(jìn)行調(diào)整，將其值在原基礎(chǔ)上提高20%，調(diào)整后對(duì)整車進(jìn)行WOT工況測(cè)試，結(jié)果如圖6所示。

由圖6可以看出，當(dāng)改變離合器剛度后，車內(nèi)噪聲在1 400 r/min附近轉(zhuǎn)速峰值明顯降低但并未消除，且轉(zhuǎn)速略有提高（扭轉(zhuǎn)剛度提高），車內(nèi)主觀感覺仍存在明顯轟鳴聲。由此說明，改變傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)可對(duì)扭轉(zhuǎn)模態(tài)進(jìn)行移頻，但由于外界激勵(lì)過高，其峰值并不能完全消除。

4.1.2 減小外部激勵(lì)

激發(fā)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的外部激勵(lì)主要來自發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩的不平衡，如能衰減輸出扭矩的不平衡量，則可相應(yīng)減小甚至消除由此產(chǎn)生的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振。雙質(zhì)量飛輪通過在飛輪處增加扭轉(zhuǎn)彈簧與附加飛輪塊，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)進(jìn)行衰減，進(jìn)而降低由發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的激勵(lì)能量，同時(shí)可降低發(fā)動(dòng)機(jī)的扭振頻率[5]。

采用雙質(zhì)量飛輪且調(diào)整雙質(zhì)量飛輪參數(shù)［6］后車內(nèi)噪聲水平如圖7所示。

由圖7可以看出，當(dāng)采用雙質(zhì)量飛輪后，1 400 r/min附近噪聲峰值可完全消除，同時(shí)車內(nèi)總聲壓級(jí)也明顯降低，其原因主要是由于雙質(zhì)量飛輪衰減了發(fā)動(dòng)機(jī)的輸入激勵(lì)。

4.2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振處理

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎振處理主要針對(duì)變速器安裝梁與傳動(dòng)軸進(jìn)行，目的為對(duì)其進(jìn)行移頻，以避開此頻率下的外部激勵(lì)。

對(duì)變速器安裝梁采用加強(qiáng)方案（圖8），對(duì)傳動(dòng)軸采用減小管徑的變質(zhì)量方案，改進(jìn)后兩者模態(tài)變化見表3。

表3 模態(tài)變化比較 Hz

對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件進(jìn)行改進(jìn)后，測(cè)得車內(nèi)噪聲水平如圖9和圖10所示。

由圖9、圖10及與圖1的比較可以看出，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)部件模態(tài)進(jìn)行調(diào)整后，車內(nèi)聲壓值水平整體明顯下降，200～220 Hz噪聲頻帶基本消除。

另外，通過對(duì)傳遞路徑的調(diào)整也可有效降低由動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)彎扭振引起的車內(nèi)噪聲水平，如通過懸架NTF分析確定主要傳遞路徑后，在滿足平順性要求的前提下進(jìn)行懸架剛度調(diào)整；通過車身ODS測(cè)試分析主要的車身鈑金薄弱點(diǎn)，通過局部加強(qiáng)或增大阻尼進(jìn)行優(yōu)化。在項(xiàng)目實(shí)施過程中也可對(duì)鋼板彈簧剛度及車身頂棚和后圍鈑金阻尼進(jìn)行優(yōu)化，在此不一一贅述。

5 結(jié)束語(yǔ)

a.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題多存在于前置后驅(qū)車輛中，且其更多表現(xiàn)為1 500 r/min轉(zhuǎn)速附近的車內(nèi)轟鳴聲，該峰值轉(zhuǎn)速隨擋位不同而不同。

b.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)由較多的部件組成，各部件的彎曲模態(tài)需有效的分離，當(dāng)較多結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率接近時(shí)，容易產(chǎn)生較高的模態(tài)能量，進(jìn)而發(fā)生共振而造成車內(nèi)噪聲大幅提高。

c.當(dāng)扭振峰值較小時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振可根據(jù)不同的扭振頻率對(duì)其結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行修改（剛度、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等）。而當(dāng)扭振峰值較高時(shí)，則通常需對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩波動(dòng)進(jìn)行衰減，最好的方法是采用雙質(zhì)量飛輪。

d.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)作為整車中最重要的振動(dòng)噪聲源，在設(shè)計(jì)時(shí)需充分考慮其彎扭模態(tài)分布，以期在產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期即能較好的處理系統(tǒng)的彎扭特性，達(dá)到整車NVH性能良好。

1 胡子正,楊小波,邵成.汽車傳動(dòng)系扭振特征辨識(shí).汽車工程.1992,14（1）:32～38.

2 趙騫，鄧江華，王海洋.傳動(dòng)系部件扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)后驅(qū)傳動(dòng)系扭振模態(tài)的影響.噪聲與振動(dòng)控制.2011,38（5）:49～52.

3 Aldo Sorniotti.Driveline Modeling Experimental validation and evaluation of the influence of the different parameters on the overall system dynamics.SAE2008-01-0632.

4 Darrell Robinette,Michael Grimmer,Jeremy Horgan.Torque converter clutch optimization:Improving fuel economy and reducing noise and vibration.SAE 2011-01-0146.

5 呂振華，陳濤.雙體飛輪－周向彈簧型扭振減振器彈性特性設(shè)計(jì)研究.汽車工程.2006（1）:73～77.

6 陳雷，鄧明然，江征風(fēng).雙質(zhì)量飛輪性能參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào).2012,30（3）:277～28.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年8月1日。

Study on the Effect of Vibration Characteristic of Driveline on Vehicle Interior Noise

Deng Jianghua,Li Can,Cui Huage
（Automotive Engineering Research Institute,China Automotive Technology&Research Center）

Flexural vibration and torisional vibration of driveline have been found the common source of booming noise in rear wheel drive vehicles.On a front-engine and rear-wheel drive diesel vehicle,multiple coupling flexural vibration frequency and its 3-order torisional vibration of driveline cause many noise peak values at different speed in WOT operational condition.By bending and torsion modal analysis and testing of driveline,we use a method to reduce driveline excitation source and change flexural vibration stiffness,the NVH problem which is caused by flexural vibration characteristic of the driveline is resolved.

Driveline，F(xiàn)lexure vibration，Torsional vibration，Interior noise

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng) 彎振 扭振 車內(nèi)噪聲

U463.2

A

1000-3703（2015）11-0030-04