關(guān)鍵詞：振動(dòng)噪聲；傳遞路徑；車輛傳動(dòng)軸；傳動(dòng)系統(tǒng)；匹配設(shè)計(jì)；動(dòng)不平衡

0前言

傳動(dòng)軸是后驅(qū)/四驅(qū)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)重要的組成部分，其將動(dòng)力從變速箱傳遞至驅(qū)動(dòng)橋，整個(gè)過程中易引起與傳動(dòng)軸自身旋轉(zhuǎn)倍頻相關(guān)的一階整車振動(dòng)噪聲抱怨?，F(xiàn)階段，國內(nèi)外對于傳動(dòng)軸引起的一階振動(dòng)噪聲的研究主要集中于兩個(gè)方面：一是提高零件制造加工精度，降低動(dòng)平衡量［1］；二是利用多體轉(zhuǎn)子模型方法分析不同平衡量對振動(dòng)噪聲的影響［2］。但現(xiàn)有研究未考慮全系統(tǒng)撓度和模態(tài)對其的影響［3］，只集中于傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)子模型，研究對象較為局限。

基于傳遞路徑理論，本文提出一種傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)引起的整車噪聲分析方法，運(yùn)用轉(zhuǎn)子不平衡動(dòng)力學(xué)原理，求解傳動(dòng)系統(tǒng)不平衡激勵(lì)，并將其加載至整車有限元傳遞函數(shù)模型，求解整車噪聲響應(yīng)。該方法綜合考慮傳動(dòng)軸柔性撓度、各系統(tǒng)解耦，以完成車身結(jié)構(gòu)、底盤零件與傳動(dòng)系統(tǒng)柔性的匹配設(shè)計(jì)［4］，從而更為準(zhǔn)確地預(yù)測了傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)引起的整車噪聲。

但實(shí)際上，由于傳動(dòng)軸的長管結(jié)構(gòu)導(dǎo)致質(zhì)量分布不均，會(huì)引起傳動(dòng)軸的動(dòng)不平衡。沿傳動(dòng)軸劃分n 個(gè)徑向平面，在每個(gè)徑向平面內(nèi)都存在不平衡質(zhì)量與不平衡力，如圖1 所示。

2問題描述

某四驅(qū)運(yùn)動(dòng)型多用途汽車（SUV）車型開發(fā)過程中，當(dāng)車輛行駛速度gt;90 km/h 時(shí)，出現(xiàn)整車噪聲較大抱怨，主觀不可接受，需進(jìn)行優(yōu)化提升。圖4 為加速工況下，車內(nèi)噪聲與傳動(dòng)軸中間支撐振動(dòng)的測量結(jié)果。由圖4 可知，當(dāng)車速為93 km/h 時(shí)，車內(nèi)出現(xiàn)45 Hz 的噪聲抱怨，同步監(jiān)測到傳動(dòng)軸中間支撐也存在45 Hz處的明顯振動(dòng)。

3仿真工況確認(rèn)

對傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)平衡檢測，傳動(dòng)軸殘余不平衡量為42 g·cm。根據(jù)式（5）計(jì)算得出傳動(dòng)軸一階不平衡力和不平衡力矩，如圖5 所示。

四驅(qū)車傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)至車內(nèi)傳遞示意如圖6 所示。依據(jù)圖3 單根傳動(dòng)軸不平衡力（矩）簡化的方法將圖5 的前傳動(dòng)軸和后傳動(dòng)軸的不平衡力和不平衡力矩模擬加載到圖6 的位置P1～P6，其中P1、P3 為前傳動(dòng)軸不平衡力加載點(diǎn)，P2 為前傳動(dòng)軸不平衡力矩加載點(diǎn)，P4、P6 為后傳動(dòng)軸不平衡力加載點(diǎn)，P5 為后傳動(dòng)軸不平衡力矩加載點(diǎn)。在整車有限元模型中，可進(jìn)行加載后的車內(nèi)噪聲仿真。為解決整車噪聲大的問題，筆者從降低激勵(lì)源、控制傳遞路徑兩方面開展優(yōu)化工作。

4 降低激勵(lì)源

降低激勵(lì)源的主要方式為減小傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)平衡，筆者將從傳動(dòng)軸不平衡和整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)平衡進(jìn)行研究。

4. 1 傳動(dòng)軸不平衡影響

利用該整車有限元模型進(jìn)行仿真，得到該SUV車內(nèi)噪聲與傳動(dòng)軸不平衡量對比，見表1。當(dāng)目標(biāo)車內(nèi)A 聲級噪聲≤55 dB 時(shí)，客戶無抱怨，即得到傳動(dòng)軸殘余不平衡量需小于15 g·cm。

4. 2 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)不平衡影響

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)包括前橋、前傳動(dòng)軸、后傳動(dòng)軸及后橋。按照仿真結(jié)果，控制傳動(dòng)軸殘余不平衡量小于15 g·cm，選取的實(shí)際樣件見表2。為了分析更換樣件后的傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)不平衡量對高速工況下整車車內(nèi)噪聲的影響，在車速為93 km/h 時(shí)對車內(nèi)各樣件組合進(jìn)行了噪聲測量，見表3。

各路徑傳遞函數(shù)可由整車仿真或?qū)嵻嚋y試獲得，利用車內(nèi)噪聲控制模型計(jì)算得到各路徑傳遞函數(shù)，如圖7所示。

由圖7可知，各路徑均在頻率為45 Hz 處存在明顯峰值，初步判斷底盤或車身結(jié)構(gòu)存在共振，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲增大。對車身模態(tài)進(jìn)行仿真，車身模態(tài)響應(yīng)圖如圖8 所示。由圖8 可知，頂棚橫梁處存在明顯的模態(tài)，需控制傳動(dòng)軸到車身響應(yīng)的傳遞函數(shù)。對頂棚橫梁局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)，增加1.5 kg 的質(zhì)量塊，從而使頂棚橫梁局部模態(tài)降低至43 Hz。

根據(jù)整車模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，后橋存在44 Hz 的彎曲模態(tài)，后橋響應(yīng)在傳動(dòng)軸一階不平衡激勵(lì)下被放大，如圖9 所示。

優(yōu)化后的橋殼體結(jié)構(gòu)如圖10 所示，在后橋殼體兩側(cè)增加料厚為2.5 mm 的加強(qiáng)鋼板，后橋模態(tài)由44 Hz 提升至48 Hz。對車身及后橋進(jìn)行優(yōu)化后，車內(nèi)A 聲級噪聲下降2 dB，見表4。

利用整車多路徑合成響應(yīng)方法，仿真計(jì)算車內(nèi)噪聲結(jié)果并將其與實(shí)車測試結(jié)果進(jìn)行對比（如圖11所示），二者較為一致，證明本文提出的由傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)引起的整車噪聲分析方法具備有效性。

6 試驗(yàn)驗(yàn)證

依據(jù)仿真結(jié)果，制作傳動(dòng)軸不平衡量為15 g·cm 和加強(qiáng)后橋的樣件，實(shí)車裝配后測量的車內(nèi)噪聲如圖12 所示。由圖12 可知，當(dāng)車速為93 km/h 時(shí)，優(yōu)化后車內(nèi)A 聲級噪聲降低了9 dB，證明優(yōu)化方案效果較好。

7 結(jié)語

本文提出了由傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)引起的整車噪聲分析方法，經(jīng)仿真試驗(yàn)對比，該方法能夠有效預(yù)測車內(nèi)噪聲，并通過實(shí)際案例對傳動(dòng)軸殘余不平衡量及車身、后橋模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化，使車內(nèi)A 聲級噪聲降低9 dB，實(shí)現(xiàn)了整車開發(fā)目標(biāo)；同時(shí)得出后驅(qū)車型傳動(dòng)軸殘余不平衡量需小于15 g·cm 的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)。該方法可應(yīng)用于后驅(qū)或四驅(qū)車型的噪聲-振動(dòng)-聲振粗糙度的性能優(yōu)化，縮短車輛的開發(fā)周期，提升客戶滿意度。