王瑞波 張皓 姚曉東

（長城汽車股份有限公司技術(shù)中心；河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

振動噪聲水平是衡量汽車性能的重要方面，也是消費者在挑選和乘坐汽車時的首要感受。因此，振動和噪聲控制作為汽車設(shè)計制造一個重要方面，受到了各汽車廠商的重視。傳動軸作為影響整車NVH特性的重要零部件，對其振動噪聲的分析研究就顯得十分重要[1]。在汽車行駛過程中，傳動軸高速旋轉(zhuǎn)，任何內(nèi)外部激勵都有可能引起傳動軸的振動和噪聲，進而影響整車的NVH，所以必須對其NVH特性進行控制，使其固有頻率避開激勵頻率。對未控制好NVH性能的傳動軸，對其進行適當(dāng)?shù)膬?yōu)化，以達到優(yōu)良的效果[2]。

1 傳動軸工作原理及設(shè)計要求

汽車傳動軸總成一般由萬向節(jié)、中間支撐、滑動花鍵、軸管及其兩端焊接的花鍵和萬向節(jié)叉組成。其主要用于車輛行駛過程中，在相對位置不斷改變的兩零件間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動，其本身的長度和萬向節(jié)夾角在一定范圍不斷變化。

萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求[3]：

1）可伸縮量和萬向節(jié)夾角保證所連接的2根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。

2）使所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)，且由于動不平衡和萬向節(jié)存在夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。

3）傳動軸的剛體模態(tài)在發(fā)動機和傳動系統(tǒng)各種激勵的激勵頻率以外，避免共振發(fā)生，中間支撐的固有頻率避開傳動軸常用轉(zhuǎn)速。

4）傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，生產(chǎn)成本低，維修容易等。

2 傳動軸噪聲原因分析

發(fā)動機的振動、傳動系統(tǒng)的扭矩波動、傳動軸本身的動不平衡、萬向節(jié)產(chǎn)生的附加彎矩、中間支撐剛度等因素均能引起傳動軸的振動異響，影響車內(nèi)乘員的舒適性，降低顧客的感知度。

根據(jù)整車NVH性能指標(biāo)要求，對某型SUV進行路試評價，發(fā)現(xiàn)車速在20～30 km/h時，車內(nèi)有低頻的類似“撲棱、撲棱”的噪聲，影響車輛NVH品質(zhì)，需要對其進行優(yōu)化。

2.1 主觀評價及分析

通過主觀評價發(fā)現(xiàn)：在車輛中部此噪聲較明顯，且與發(fā)動機轉(zhuǎn)速、變速器擋位無關(guān)，僅與車速相關(guān)。初步判斷此噪聲由傳動系統(tǒng)引起。通常情況下，傳動系統(tǒng)的聲源主要來自變速器、傳動軸和后橋。

2.2 道路測試

在良好平直的道路上進行NVH測試，在車內(nèi)后排乘客右耳處布置麥克風(fēng)，并在變速器換擋撥叉、傳動軸中間支撐和后橋主減速器殼體布置測點，變速器掛D擋，進行15～30 km/h的緩加速測試。

通過聲診斷回放確定傳動軸中間支撐處存在此噪聲，其他位置無此聲音。對數(shù)據(jù)進行小波分析，結(jié)果顯示：車內(nèi)噪聲存在發(fā)生頻率為11～14 Hz（時間間隔0.07～0.09 s）的沖擊噪聲，與傳動軸中間支撐的寬頻沖擊振動相對應(yīng)。在20～30 km/h之間時傳動軸的旋轉(zhuǎn)頻率為9.6～14.4 Hz，和車內(nèi)噪聲頻率對應(yīng)，即確認(rèn)此噪聲由傳動軸旋轉(zhuǎn)振動引起中間支撐共振產(chǎn)生噪聲。圖1為車內(nèi)噪聲小波分析數(shù)據(jù)，圖2為傳動軸中間支撐振動小波分析數(shù)據(jù)。

3 優(yōu)化及驗證

3.1 設(shè)計理論

根據(jù)振動隔離理論，當(dāng)頻率遠(yuǎn)離共振區(qū)時，動態(tài)位移受運動方向剛度的影響，而在接近或等于共振頻率時主要受阻尼的影響，在設(shè)計初期應(yīng)使系統(tǒng)固有頻率遠(yuǎn)離激振頻率，避免共振發(fā)生[4]。對于傳動軸中間支撐來說，希望在共振區(qū)間（低頻、大振幅狀態(tài)）下?lián)碛休^大阻尼，雖然通過調(diào)整橡膠配方的方法可以使阻尼增大，但是這種橡膠的疲勞耐久性和安全性較差，不宜在汽車上使用。故傳動軸中間支撐的主要設(shè)計參數(shù)是懸置的徑向剛度，使其固有頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速盡可能在傳動軸常用轉(zhuǎn)速范圍（1 000～2 000 r/min），轎車取下限[5]。

傳動軸及其中間支撐可以看作為一個單自由度振動系統(tǒng)，剛度越低隔振性越好。傳動軸中間支撐固有頻率計算公式是：

式中：f0——中間支撐固有頻率，Hz；

CR——中間支撐懸置的徑向剛度，N/mm；

m——中間支撐懸置承受的質(zhì)量，kg。

此SUV的傳動軸中間支撐的徑向剛度為24 N/mm，中間支撐懸置承受的質(zhì)量為6 kg，計算出固有頻率為10.07 Hz。圖3為中間支撐結(jié)構(gòu)。

3.2 優(yōu)化方案

當(dāng)在傳動軸中間支撐發(fā)生共振時，可采取的控制策略是改變中間支撐徑向剛度和懸置承受的質(zhì)量。問題車的噪聲頻率為10～14 Hz，中間支撐固有頻率10.07 Hz，接近問題噪聲頻率。降低中間支撐徑向剛度和增加懸置承受質(zhì)量改變中間支撐固有頻率，避開20～30 km/h的問題車速，但會加大共振發(fā)生時的振動幅值，不能真正避免振動噪聲產(chǎn)生，而且可能使振動失穩(wěn)。故優(yōu)化驗證方案是增加中間支撐徑向剛度，降低中間支撐懸置承受的質(zhì)量，避免共振發(fā)生時產(chǎn)生噪聲。

3.3 方案驗證

3.3.1 中間支撐徑向剛度增加

分別制作中間支撐剛度為35 N/mm，45 N/mm，60 N/mm的樣件進行驗證，剛度為35 N/mm，45 N/mm的樣件在車速20～30 km/h附近仍然存在低頻噪聲。在剛度達到60 N/mm時，低頻噪聲消失，圖4為剛度變更前后傳動軸中間支撐振動小波分析數(shù)據(jù)對比。對裝配中間支撐剛度60 N/mm傳動軸的車輛進行振動測試，結(jié)果顯示座椅傳動軸1階振動增大。如圖5所示，剛度變更前后駕駛員座椅導(dǎo)軌Z方向振動頻譜數(shù)據(jù)對比。

此方案雖然將低頻噪聲消除，但在車速較高時座椅振動加大，使乘員感覺到不適，綜合效果較差。

3.3.2 降低中間支撐懸置承受的質(zhì)量

優(yōu)化傳動軸中間等速萬向節(jié)連接結(jié)構(gòu)，降低中間支撐懸置承受的質(zhì)量。具體方案是將萬向節(jié)外圈直接焊接在軸管上并增加軸管長度，花鍵軸和中間支撐連成一體，取消萬向節(jié)和中間支撐的連接件、連接螺栓，圖6為優(yōu)化結(jié)構(gòu)前后對比。優(yōu)化后，傳動軸質(zhì)量降低了2.2 kg，中間支撐懸置承受的質(zhì)量降低了1.7 kg，計算得出中間支撐固有頻率為11.9 Hz。

制作樣件并進行驗證，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，在車速20～30 km/h范圍，低頻噪聲消除。對車輛進行車內(nèi)噪聲測試，數(shù)據(jù)顯示：傳動軸1階噪聲整體下降5 dB，圖7為質(zhì)量降低前后車內(nèi)傳動軸1階噪聲數(shù)據(jù)對比。

2種方案均能避免噪聲的產(chǎn)生，對優(yōu)化方案進行更改成本、周期及驗證效果等方面的綜合對比分析，采用降低中間支撐懸置承受質(zhì)量的方案整體效果較好，且不會引起其他關(guān)聯(lián)性問題。將優(yōu)化后的傳動軸結(jié)構(gòu)進行工程化，優(yōu)化車輛噪聲。

4 結(jié)語

在某一車速時，傳動軸旋轉(zhuǎn)頻率達到中間支撐固有頻率而產(chǎn)生的共振無法避免，設(shè)計時使中間支撐固有頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速盡可能在傳動軸常用轉(zhuǎn)速范圍之內(nèi)，避免傳動軸共振引起NVH問題。

對于在中間支撐共振的傳動軸，可以通過改變傳動軸結(jié)構(gòu)、降低傳動軸質(zhì)量、調(diào)整中間支撐剛度等方法進行優(yōu)化，降低振動能量，消除因為共振產(chǎn)生的噪聲問題。