動力傳動系統振動特性對車內噪聲影響分析

鄧江華 李燦 崔華閣

（中國汽車技術研究中心汽車工程研究院）

動力傳動系統振動特性對車內噪聲影響分析

鄧江華 李燦 崔華閣

（中國汽車技術研究中心汽車工程研究院）

動力傳動系統彎振與扭振是引起諸多后驅汽車車內轟鳴聲的共性問題。某前置后驅柴油機汽車在全油門加速工況時，動力傳動系統的多個耦合彎振頻率及其3階扭振造成車內多個轉速下的噪聲峰值。通過進行動力傳動系統扭振計算分析與彎扭振試驗研究，采用減小動力傳動系統激勵源與改變該系統彎扭剛度的方法，解決了由于動力傳動系統彎扭振動特性引發的NVH問題。

1 前言

動力傳動系統在前置后驅車輛上是一主要的振動噪聲源。發動機的振動激勵一部分由懸置傳遞至車身，另一部分則通過傳動系統經由懸架傳遞至車身，此時傳動系統是振動能量的傳遞途徑。動力傳動系統可看作是一簡支梁結構，即其存在不同頻率的彎曲模態，由于發動機往復慣性力的激勵，當其模態能量較高時，則該彎曲模態極易被激發；另外，動力傳動系統總成作為一旋轉結構，本身存在扭轉模態，由于發動機自身的扭矩波動，動力傳動系統扭轉模態也極易被激發。動力傳動系統的彎振和扭振通過懸架系統傳遞至車身，并向車內輻射噪聲，引發車內較大的振動和噪聲響應。

國內、外研究人員對動力傳動系統NVH特性及優化方法開展了大量的研究，胡子正［1］、趙騫等［2］對動力傳動系統扭振特性及其對車內噪聲影響的靈敏度進行了分析研究；Aldo Sorniotti［3］研究了動力傳動系統各主要參數對車內振動噪聲的影響；Darrell Robinette等［4］研究了動力傳動系統引發振動噪聲的解決方案，采用扭轉減振器對該問題進行了優化。

本文以某車型開發過程中全油門加速（WOT）工況時車內轟鳴聲解決過程為例，充分考慮動力傳動系統彎振和扭振特性，研究在車內不同頻段上轟鳴聲產生的機理和特征，針對其在WOT工況時車內轟鳴聲進行分析、研究，并提出相應的解決對策。

2 問題描述

該車型動力傳動系統采用前置后驅形式，發動機為1.9T柴油機，6擋手動變速器。在WOT工況時，車內乘員位置在多個轉速下存在轟鳴聲，且主觀感覺整體聲壓級較大。通過測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轉速附近，由發動機2階激勵產生一較高的噪聲峰值，引起車內強烈的振動和噪聲；另外，在200～220 Hz范圍內還存在明顯的由結構共振引發的噪聲帶，該噪聲帶的存在也大幅提高了車內總聲壓級水平。

由圖1可知，200～220 Hz的噪聲峰值表現為較強的結構共振，可能與多個結構的模態發生耦合有關，而此頻率分布多與動力傳動系統的彎曲模態頻率較為一致；而1 400 r/min轉速附近的轟鳴聲，則可能為發動機激勵激發了某結構模態，從而引發車內噪聲。

通過不同擋位下WOT工況車內噪聲測試可以發現，圖1中轟鳴聲所對應的轉速并非一定轉速，而是隨擋位不同而變化，如圖2所示。

由圖2可知，出現轟鳴的轉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，故可基本推斷該峰值由動力傳動系統扭振引起[1]。

3 動力傳動系統振動特性

動力傳動系統振動特性主要分為彎振和扭振，其中彎振主要由發動機往復慣性力激勵，引起動力傳動系統的彎曲模態共振；而扭振主要由發動機輸出扭矩波動引起，主要表現為不同系統（發動機、變速器、減速器等）的扭轉振動。

3.1 動力傳動系統彎振

對動力傳動系統總成進行模態測試，采用兩個激振器分別對發動機與后橋處進行激勵，同時在動力傳動系統總成上布置加速度傳感器，測取其響應，并根據輸入和輸出間的頻響函數，基于POLYMAX方法進行模態識別，獲得動力傳動系統彎曲模態。由此，在200～220 Hz頻帶內存在兩個模態頻率，分別為變速器安裝梁模態（215 Hz）和前傳動軸彎曲模態（201 Hz），振型如圖3所示。

因此，車內200～220 Hz的噪聲峰值帶可能由變速器安裝梁及前傳動軸模態引發，二者的模態共振引起了在該頻段的強耦合模態能量，進而引起車內較大的噪聲水平。

3.2 動力傳動系統扭振

通過扭振模態計算以驗證動力傳動系統扭轉模態與車內噪聲的相關性。本次分析在建模時做如下假設：

a.動力傳動系統工作在穩定工況下，不考慮換擋、發動機起動等瞬態工況；

b.不考慮傳動系統中橫向、縱向以及垂向振動對扭轉振動的影響；

c.扭振系統是線性的；

d.不考慮附屬設備的影響；

e.忽略傳動系統中齒輪加工、安裝誤差和磨損變形。

基于以上假設對動力傳動系統進行簡化，如圖4所示。

基于所建立的動力傳動系統扭振模型，依據其轉速傳遞特性及發動機、離合器、變速器、傳動軸、減速器、半軸、車輪等相關轉動部件與連接部件的轉動慣量、扭轉剛度，整理可得系統運動方程為：

其中，轉動慣量與剛度矩陣為：

采用雙支系統基于逆矩陣法進行系統扭轉模態分析，計算出變速器在不同擋位時的動力傳動系統扭振頻率[2]，見表1。動力傳動系統扭轉模態振型如圖5所示，其中橫坐標1～5分別代表不同的子系統，1為發動機，2為變速器，3為主減速器總成，4與5為兩側車輪（帶車身）。

表1 動力傳動系統扭振頻率 Hz

由表1及圖5可知，第1階模態為兩側車輪的反向扭轉；第2階模態為發動機、變速器及主減速器的同向扭轉，以發動機側振幅最大；第3階模態為變速器與主減速器的同向扭轉，以主減速器處振幅最大；第4階模態為主減速器與變速器間的反向扭轉，以主減速器處振幅最大。

通過扭轉模態計算分析結果可以看出，動力傳動系統的第3階扭轉模態頻率分布在38～56 Hz，與WOT工況中出現噪聲峰值所對應的轉速基本一致，見表2。

表2 WOT工況噪聲峰值對應轉速

由表2可以推斷，在WOT工況時1 400 r/min轉速附近出現的噪聲峰值是由動力傳動系統扭振引起。

4 動力傳動系統彎扭振解決方案

通常針對動力傳動系統彎振和扭振的解決方案有以下4種：

a.減小發動機往復慣性力或扭矩波動，即降低激勵源；

b.調整動力傳動系統結構參數，如剛度、質量、阻尼等，即調整彎扭模態頻率；

c.改變傳遞路徑特性，如調整懸架系統的剛度、阻尼等；

d.提高車身鈑金件剛度，加大車身鈑金件阻尼，以減小其對車內的聲輻射。

針對所研究測試樣車，主要采用前兩種方案對問題進行整改，即分別考慮采用減小激振力與調整固有頻率兩種方案進行處理[4]，并且分別在實車上施加兩種方案后評估其對動力傳動系統扭振問題的解決效果。

4.1 動力傳動系統扭振處理

4.1.1 調整固有頻率

由圖5c所示可知，動力傳動系統在該頻率下的扭振表現為變速器與后橋的同向扭轉，故對該扭轉模態特性的主要影響因素為離合器剛度（k12）、半軸扭轉剛度（k34、k35）及變速器與主減速器總成的轉動慣量（J2、J3）。

基于上述分析，考慮到工程化需要及樣件實施的方便性，主要針對離合器剛度k12進行調整，將其值在原基礎上提高20%，調整后對整車進行WOT工況測試，結果如圖6所示。

由圖6可以看出，當改變離合器剛度后，車內噪聲在1 400 r/min附近轉速峰值明顯降低但并未消除，且轉速略有提高（扭轉剛度提高），車內主觀感覺仍存在明顯轟鳴聲。由此說明，改變傳動系統扭轉剛度參數可對扭轉模態進行移頻，但由于外界激勵過高，其峰值并不能完全消除。

4.1.2 減小外部激勵

激發動力傳動系統扭振的外部激勵主要來自發動機輸出扭矩的不平衡，如能衰減輸出扭矩的不平衡量，則可相應減小甚至消除由此產生的動力傳動系統扭振。雙質量飛輪通過在飛輪處增加扭轉彈簧與附加飛輪塊，對發動機輸出扭矩波動進行衰減，進而降低由發動機輸出扭矩波動對傳動系統的激勵能量，同時可降低發動機的扭振頻率[5]。

采用雙質量飛輪且調整雙質量飛輪參數［6］后車內噪聲水平如圖7所示。

由圖7可以看出，當采用雙質量飛輪后，1 400 r/min附近噪聲峰值可完全消除，同時車內總聲壓級也明顯降低，其原因主要是由于雙質量飛輪衰減了發動機的輸入激勵。

4.2 動力傳動系統彎振處理

動力傳動系統彎振處理主要針對變速器安裝梁與傳動軸進行，目的為對其進行移頻，以避開此頻率下的外部激勵。

對變速器安裝梁采用加強方案（圖8），對傳動軸采用減小管徑的變質量方案，改進后兩者模態變化見表3。

表3 模態變化比較 Hz

對動力傳動系統部件進行改進后，測得車內噪聲水平如圖9和圖10所示。

由圖9、圖10及與圖1的比較可以看出，對傳動系統部件模態進行調整后，車內聲壓值水平整體明顯下降，200～220 Hz噪聲頻帶基本消除。

另外，通過對傳遞路徑的調整也可有效降低由動力傳動系統彎扭振引起的車內噪聲水平，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行懸架剛度調整；通過車身ODS測試分析主要的車身鈑金薄弱點，通過局部加強或增大阻尼進行優化。在項目實施過程中也可對鋼板彈簧剛度及車身頂棚和后圍鈑金阻尼進行優化，在此不一一贅述。

5 結束語

a.動力傳動系統扭振問題多存在于前置后驅車輛中，且其更多表現為1 500 r/min轉速附近的車內轟鳴聲，該峰值轉速隨擋位不同而不同。

b.動力傳動系統由較多的部件組成，各部件的彎曲模態需有效的分離，當較多結構模態頻率接近時，容易產生較高的模態能量，進而發生共振而造成車內噪聲大幅提高。

c.當扭振峰值較小時，動力傳動系統扭振可根據不同的扭振頻率對其結構參數進行修改（剛度、轉動慣量等）。而當扭振峰值較高時，則通常需對發動機輸出扭矩波動進行衰減，最好的方法是采用雙質量飛輪。

d.動力傳動系統作為整車中最重要的振動噪聲源，在設計時需充分考慮其彎扭模態分布，以期在產品設計初期即能較好的處理系統的彎扭特性，達到整車NVH性能良好。

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

2 趙騫，鄧江華，王海洋.傳動系部件扭轉剛度對后驅傳動系扭振模態的影響.噪聲與振動控制.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計研究.汽車工程.2006（1）:73～77.

6 陳雷，鄧明然，江征風.雙質量飛輪性能參數優化設計方法.內燃機學報.2012,30（3）:277～28.

（責任編輯晨 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，Flexure vibration，Torsional vibration，Interior noise

動力傳動系統 彎振 扭振 車內噪聲

U463.2

A

1000-3703（2015）11-0030-04