任思義，張海蓉，續(xù)子龍

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心商用車研究院，安徽 合肥 230601）

傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)某輕客NVH影響的研究分析

任思義，張海蓉，續(xù)子龍

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心商用車研究院，安徽 合肥 230601）

本文主要針對(duì)某輕型客車傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)整車 NVH的影響進(jìn)行分析研究，通過對(duì)傳動(dòng)軸長度等不夠結(jié)構(gòu)的匹配，并運(yùn)用CAE對(duì)傳動(dòng)軸模態(tài)進(jìn)行分析，通過改變傳動(dòng)軸模態(tài)以提升整車NVH性能。接合CAE分析對(duì)整車的對(duì)比試驗(yàn)檢測(cè)，對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)整車NVH的敏感度進(jìn)行分析研究，最終確認(rèn)滿足NVH性能要求的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)及布置。

傳動(dòng)軸；NVH；模態(tài)

CLC NO.:U463.2 Document Code:A Article ID: 1671-7988(2015)05-36-04

引言

汽車傳動(dòng)軸，萬向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)適應(yīng)所聯(lián)兩軸的夾角及相對(duì)應(yīng)位置在一定范圍內(nèi)的不斷變化且能可靠而穩(wěn)定地傳遞動(dòng)力，保證所聯(lián)兩軸能等速旋轉(zhuǎn)，且由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)及噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)，在使用車速范圍內(nèi)部產(chǎn)生共振現(xiàn)象。此外萬向節(jié)傳動(dòng)還要求傳動(dòng)效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易。

隨著國內(nèi)城市物流的快速發(fā)展，以及政策、顧客對(duì)物流運(yùn)輸?shù)沫h(huán)保、清潔、安全等的要求，歐系輕客未來的市場(chǎng)前景依然會(huì)保持高速增長趨勢(shì)，顧客也越來越關(guān)注產(chǎn)品的噪聲等因素。

本文主要針對(duì)某歐系 VAN的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)和布置對(duì)整車NVH影響進(jìn)行分析研究，通過CAE等分析工具和方法對(duì)傳動(dòng)軸的模態(tài)等進(jìn)行分析研究，以得到滿足整車 NVH最優(yōu)化的方案。并通過對(duì)傳動(dòng)軸 的結(jié)構(gòu)的研究，得出傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)因素對(duì)整車的NVH的重要度，形成設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)庫。

1、傳動(dòng)軸的激勵(lì)源分析

某輕型客車在勻速工況 60km/h以下車速行駛時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)在 60Hz存在模態(tài)，在低速工況時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)與結(jié)構(gòu)模態(tài)發(fā)生耦合引起車內(nèi)后排振動(dòng)噪聲嚴(yán)重；在勻速70km/h、80km/h等工況時(shí)，傳動(dòng)軸中間支撐與車身連接側(cè)振動(dòng)偏大；傳動(dòng)軸在 200Hz附近存在模態(tài)，與 WOT工況時(shí)200~230Hz共振帶存在耦合。

為進(jìn)一步了解產(chǎn)生上述現(xiàn)象的原因，對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行工作變形測(cè)試分析，傳動(dòng)系統(tǒng)的幾何模型見圖1：

通過測(cè)試WOT工況下各測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)級(jí)，測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)包絡(luò)曲線見圖2：

通過提取包絡(luò)線峰值和振動(dòng)級(jí)分析，存在在220Hz的的振動(dòng)峰值，主要原因?yàn)閭鲃?dòng)軸模態(tài)激勵(lì)產(chǎn)生的。傳動(dòng)軸的模態(tài)測(cè)試：見表1：

表1 傳動(dòng)軸模態(tài)測(cè)試表

2、傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析

通過上述分析傳動(dòng)軸彎振是造成車內(nèi)200-230Hz共振的主要原因，通過對(duì)傳動(dòng)軸的模態(tài)測(cè)試分析主要是通過改變傳動(dòng)軸的模態(tài)來轉(zhuǎn)移傳動(dòng)系的頻率。

改變傳動(dòng)軸模態(tài)主要方案為：（1）改變傳動(dòng)軸的的長度，該車型傳動(dòng)軸兩段式結(jié)構(gòu)，通過調(diào)節(jié)中間支撐后移 150mm改變傳動(dòng)軸的前后段的長度分配以改變傳動(dòng)軸的模態(tài)；（2）改變傳動(dòng)軸的鏈接法蘭形式，將第一傳的撓性萬向節(jié)聯(lián)接結(jié)構(gòu)改為法蘭結(jié)構(gòu)；（3）更改傳動(dòng)軸的軸管直徑；

以下為傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化的幾個(gè)典型模型下的傳動(dòng)軸模態(tài)分析：

2.1 通過改變傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)傳動(dòng)軸的模態(tài)模型見圖3：

2.2 通過改變傳動(dòng)軸長度對(duì)傳動(dòng)軸的模態(tài)分析分布見表2：

2.3 通過改變傳動(dòng)軸撓性聯(lián)軸器對(duì)傳動(dòng)軸的模態(tài)分析分布見表3：

法蘭聯(lián)接結(jié)構(gòu)等軸管的模態(tài)分析結(jié)果見圖4：

從上述分析可以得出：

（1）通過對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)變化，傳動(dòng)軸的模態(tài)進(jìn)行改變以盡量避開與其他系統(tǒng)的共振頻率。

（2）傳動(dòng)軸長度更改后，500Hz以內(nèi)的模態(tài)密度增加了一階，其一階模態(tài)仍出現(xiàn)在長管處，為 135.4Hz，比軸管長度變化前提高了21.1Hz。

（3）已知當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)到最大轉(zhuǎn)速時(shí)，傳動(dòng)軸的最大轉(zhuǎn)速為5038rpm/min，此時(shí)對(duì)應(yīng)的一階激勵(lì)頻率為84.0Hz,兩者比值為1.61，一般認(rèn)為，傳動(dòng)軸一階模態(tài)應(yīng)大于一階激勵(lì)頻率的1.15倍，在設(shè)計(jì)范圍之內(nèi)。

3、傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)NVH影響的驗(yàn)證

針對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)的改變改變傳動(dòng)軸模態(tài)，根據(jù)上述分析結(jié)果，主要對(duì)下述幾個(gè)結(jié)構(gòu)下的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行實(shí)物的測(cè)試和分析：

3.1 傳動(dòng)軸加阻尼對(duì) NVH的影響，通過在傳動(dòng)軸內(nèi)部吸引裝置改變傳動(dòng)軸的模態(tài)；

下圖為WOT工況，駕駛員座椅和二排乘員座椅的噪聲譜測(cè)試結(jié)果和對(duì)比：

從上圖可以看出增加阻尼的傳動(dòng)軸，駕駛員處的噪聲在203Hz有所下降，但是在二排乘員處噪聲有上升；從上述勻速行駛工況在200Hz的峰值沒有變化。

3.2 變軸徑的傳動(dòng)軸測(cè)試分析，將傳動(dòng)軸的前后軸徑做等截面和變截面兩種狀態(tài)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證分析：

從上圖（左圖為勻速60km/h工況，右圖為勻速80km/h工況）可以得出減小軸徑后203Hz附件的峰值明顯降低，但是220Hz附件的峰值沒有改善；

3.3 變化傳動(dòng)軸長度，通過對(duì)傳動(dòng)軸中間支撐位置的變化來改變前后段傳動(dòng)軸的長度，以下為傳動(dòng)軸長度的對(duì)比測(cè)試分析：

從上圖可以得出更換傳動(dòng)軸前后對(duì)噪聲未有明顯效果，對(duì)車內(nèi)共振峰值影響較小，在3000rpm附近出現(xiàn)一個(gè)小的峰值。

3.4 更換傳動(dòng)軸法蘭聯(lián)接

通過改變傳動(dòng)軸和變速器后橋法蘭的聯(lián)接方式，主要是對(duì)比撓性萬向節(jié)和法蘭萬向節(jié)兩個(gè)狀態(tài)的對(duì)比分析：

從上述測(cè)試分析可以得出：

（1）WOT工況2400rpm轉(zhuǎn)速附近車內(nèi)噪聲變差，出現(xiàn)峰值，尤其是后排位置。

（2）勻速工況整體效果變優(yōu)，尤其是后排噪聲明顯降低。

（3）勻速工況70/80km/h工況效果變差，80km/h更為嚴(yán)重，此時(shí)對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為2400rpm附近，對(duì)應(yīng)為80Hz頻率（分析原因?yàn)槠渌考?dǎo)致在此不作詳述）；總體來說改變傳動(dòng)軸連接效果較好。

3.5 傳動(dòng)軸不同結(jié)果整車噪聲測(cè)試對(duì)比表4：

表4 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)應(yīng)整車噪聲對(duì)比表

通過上表的測(cè)試數(shù)據(jù)分析可得：

（1）通過對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，對(duì)傳動(dòng)軸模態(tài)的改變，避免傳動(dòng)軸模態(tài)和整車其他系統(tǒng)模態(tài)改善整車噪聲；

（2）通過上述的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)改進(jìn)，法蘭等截面面的方式對(duì)整車噪聲改善較好；

（3）通過傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化，整車噪聲基本達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)值，對(duì)于未達(dá)到目標(biāo)項(xiàng)主要從其他系統(tǒng)進(jìn)行改善在此不作詳述。

4、結(jié)束語

本文主要針對(duì)傳動(dòng)軸不同結(jié)構(gòu)對(duì)模態(tài)的影響進(jìn)行分析，通過結(jié)果的改變改變傳動(dòng)軸模態(tài)，以達(dá)到和整車系統(tǒng)的最優(yōu)匹配，改善整車的噪聲。主要是通過運(yùn)用CAE對(duì)模態(tài)的分析，并結(jié)合實(shí)際的試驗(yàn)測(cè)試手段，通過對(duì)數(shù)據(jù)的對(duì)比分析，得到匹配某歐系輕型客車的合理的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)，使整車噪聲基本達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

通過上述對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)對(duì)模態(tài)和整車噪聲的影響，建立了改車型的整車傳動(dòng)軸的模態(tài)規(guī)劃圖，建立了基于該系列車型的不同傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)的模態(tài)數(shù)據(jù)庫。

[1] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社，2001.7.

[2] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.5.

Shaft structure on theVehicle NVH Sensitivity Analysis

Ren Siyi, Zhang Hairong, Xu Zilong
（Commerical Vehicle Research Institute, Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd, Anhui Hefei 230601）

This paper ,research the drive shaft structure on the impact of NVH ,for a VAN, and by matching the length of the drive shaft is not enough structure, and the use of CAE on the drive shaft modal analyzed by changing the mode to enhance the whole drive shaft vehicle NVH performance. Comparative tests on the vehicle to detect joining CAE analysis, the sensitivity of the vehicle NVH transmission shaft structure were analyzed, the final confirmation to meet the drive shaft structure and layout of NVH performance requirements.

shaft；NVH；modal

U463.2

A

1671-7988(2015)05-36-04

任思義，就職于安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心商用車研究院。