劉志鵬 陳圓意

安徽江淮汽車股份有限公司技術中心 安徽省合肥市 230009

1 引言

本文以某車型為例，詳細說明了傳動軸系對車內轟鳴聲的影響，采用傳動系統(tǒng)模態(tài)測試分析、車身及底盤ODS測試分析、NTF測試分析等方法，確定了車內轟鳴聲產生的激勵源和傳遞路徑，最終通過結構模態(tài)移頻、傳遞路徑特性優(yōu)化、傳遞路徑振動衰減等優(yōu)化方案，使該車型傳動軸系引起的車內轟鳴聲問題得以解決。

2 傳動軸系激勵引起車內振動分析

2.1 轟鳴聲產生機理及分類

汽車的駕駛室構成封閉的空腔，形成了一個聲學系統(tǒng)。轟鳴聲屬于中低頻噪聲，根據主要噪聲振動源的激勵方式不同，轟鳴聲可以分為幾種：發(fā)動機怠速轟鳴聲，主要考慮范圍為20Hz到35Hz內，是由發(fā)動機的點火激勵引起的；排氣系統(tǒng)轟鳴聲，主要范圍在20Hz到200Hz，是有排氣系統(tǒng)殼體共振引起的；路面激勵轟鳴聲，主要范圍在20Hz到200Hz，是由路面激勵懸架系統(tǒng)傳遞到車身或者是輪胎輻射聲引起的。傳動軸系轟鳴聲，主要范圍在20Hz到300Hz，是有傳動軸系振動引起。

2.2 傳動軸系激勵引起車身振動分析

傳動軸系統(tǒng)產生的轟鳴聲，主要是通過結構傳播。傳遞路徑是由傳動軸系的振動激勵通過后橋傳遞給底盤懸架系統(tǒng)，再由底盤懸架系統(tǒng)通過接附點傳遞給車身，車身再把響應反饋給駕駛室內的乘員。傳動軸系的振源根據形成方式不同，導致共振頻率不同。由旋轉件的不平衡量引發(fā)共振，頻率一般處于30Hz到80Hz的區(qū)間內。由傳動軸系的彎振引起的振動，范圍一般在60Hz到300Hz。懸架系統(tǒng)作為彈性元件連接傳動軸系與車身，激勵源的能量在傳遞過程中，一般會得到較大的衰減。但是當這些系統(tǒng)的模態(tài)頻率發(fā)生耦合時，就會產生共振，傳遞到車身的能量會放大，在駕駛室內形成轟鳴聲。

3 傳遞路徑分析理論

任何一個噪聲與振動系統(tǒng)都可以用激勵源—傳遞路徑—響應點這個模型來表示。

振動源的激勵通過傳遞路徑的衰減后到達響應點。為分析和控制響應點的振動，可以從三個方面考慮：首先是減小激勵源的激勵能量，其次是在改變傳遞路徑的特性，切斷或衰減振動，最后是改變響應點的參數，減小或吸收振動能量。

4 案例分析

4.1 問題描述

某款輕客車型在發(fā)動機轉速達到2800~3000rpm區(qū)間時，車內主觀感受到很強的轟鳴聲。利用LMS設備進行了3檔全油門加速（3-WOT）車內噪聲數據測試。測試結果見圖1和圖2所示。

從圖1的噪聲曲線圖上可以清晰發(fā)現，發(fā)動機轉速在3000rpm左右，車內噪聲產生了4dB(A)左右的波動，形成了峰值，此噪聲特性易給人轟鳴聲的感受，測試結果與主觀評價相符。

從圖2的瀑布圖中可以看出：影響3000rpm轟鳴聲主要來自2階與4階激勵，此外，200～230Hz共振峰值對車內總聲級水平也存在較明顯影響。

圖1 3-WOT車內噪聲overall曲線圖

圖2 3-WOT車內噪聲color map 圖

圖3 左后懸架振動譜

4.2 振源及傳遞路徑分析

對底盤與車身的接附點振動情況進行監(jiān)測，可以看出左后懸架振動譜與車內噪聲譜的趨勢非常一致，如圖3所示。可以判斷出左后懸架與車身的連接點是傳動系振動的主要傳遞路徑，并且100Hz、200Hz和231Hz的共振是引起車內轟鳴聲的主要因素?？梢耘卸ㄜ噧?000rpm的轟鳴聲是由傳動軸的彎振模態(tài)、前傳動軸彎曲模態(tài)和后橋的彎曲模態(tài)疊加后形成振源，而后通過懸架傳遞到車身，引起車內轟鳴聲[2]。

在200Hz和231Hz的共振頻率下，對應的車身主要表現為頂棚的大幅扇動及車身左、右側圍的振動。車身鈑金的大幅振動對車內轟鳴聲有著放大的效果[3]。

4.3 優(yōu)化方案確定及效果驗證

根據以上內容，已經確定傳動軸系的振動通過左后懸架傳遞到車身，引起車身壁板的共振。因此，可以制定三套方案用于消除車內轟鳴聲。第一套方案是控制振源，通過改變前傳動軸的結構特性（改變質量或剛度）進行移頻[4]，或者是在后橋橋殼兩側增焊加強筋來提高剛度進而改變后橋模態(tài)，驗證效果見圖4。第二套方案是改變傳遞路徑，通過調整后鋼板彈簧的剛度，來改變傳遞特性，驗證效果見圖5。第三套方案是在車身壁板處增加增強墊，但對于200Hz頻率以上的振動，增強墊對剛度的提升效果已經不明顯。

圖4 增焊加強筋后車內overall曲線

圖5 板簧提高剛度車內overall曲線

考慮各方案的工藝水平和實施難易度，前傳動軸的結構特性變化（軸頸、壁厚等）涉及到傳動軸的尺寸系列問題，而后橋橋殼增加加強筋會影響到通過性。所以采用第二方案，即通過板簧剛度調整來改變傳遞特性的方案。

5 結語

（1）通過本文的案例的分析驗證，可以得出在200Hz以上的激振源引發(fā)車內轟鳴聲的原因。此類問題已經不是低頻狀況下的聲腔模態(tài)耦合引起，而是來自傳動軸系的激勵通過傳遞路徑傳遞到車身后，強迫車身壁板振動，從而引發(fā)車內轟鳴聲，引起人耳不適。

（2）關注車身的局部模態(tài)，在200Hz以上，車身模態(tài)非常密集。當激勵力較大，且振動頻率達到200Hz以上時，容易引起強迫振動。因此關注車身的局部模態(tài)和鈑金動剛度，是非常重要的。