某SUV后主減速器總成共振問題分析

鈕微龍 劉徹 武杰

（長城汽車股份有限公司技術中心；河北省汽車工程技術研究中心）

隨著人們生活品質的提高，良好的NVH性能成為客戶對車輛評價的重要指標，因此振動和噪聲的控制作為汽車設計制造的一個重要方面，受到了各大汽車廠商的重視。如把汽車作為一個系統來研究，汽車本身就是一個具有質量、彈性和阻尼的振動系統，由于汽車內部各部分的固有頻率不同，汽車在行駛中常因路面不平，車速和運動方向的變化，車輪、發動機和傳動系統的不平衡，以及齒輪的沖擊等各種外部和內部的激振作用而極易產生整車和局部的強烈運動。這種振動使汽車的動力性得不到充分發揮，經濟性變差，同時還會影響汽車的通過性、操縱穩定性及平順性，使乘員產生不舒服和疲乏的感覺，甚至損壞汽車的零部件和運載的貨物，縮短汽車的使用壽命[1]。文章對某SUV傳動系統的共振問題進行了研究并提出優化方案。

1 傳動系統噪聲原因

動力傳遞系統是將發動機發出的功率傳遞給車輪并帶動汽車運行的系統[2]，發動機的振動、傳動系統的扭矩波動、傳動軸的動不平衡、萬向節產生的附加彎矩及懸置支撐剛度等因素均能引起傳動系統的振動。傳動系的振動經懸置傳給車身，引起鈑金件共振，從而在車廂內發出轟鳴聲，當汽車逐漸加速或減速時車內發生異常的噪聲。

國內某款SVU車型開發過程中出現在2，3擋（發動機轉速為2 500～2 800 r/min）時，車廂中后部傳來明顯轟鳴聲，并伴隨振動，2擋時更明顯。

在良好路面上進行NVH問題測試，在車內駕駛員右耳位置布置麥克風，并對測試數據進行分析。圖1示出駕駛員右耳位置噪聲測試數據。從圖1可以看出，汽車急加速（轉速為2 667.46 r/min）時車內噪聲存在明顯峰值，主觀感覺車內存在明顯轟鳴聲。

通過主觀評價發現，該問題與發動機的轉速有關，初步判定是由發動機激勵與車體某部件共振產生。通常情況下，發動機的激勵主要通過發動機的懸置系統、排氣的懸置系統、傳動軸的支撐及后主減懸置系統4個路徑傳遞到車身。針對這4個主要傳遞路徑，對發動機懸置、排氣管、傳動軸支撐和后主減懸置系統進行道路振動測試。

2 道路測試查找真因

為查找問題真因，對試驗車進行試驗測試。分別在發動機懸置支架、排氣管吊掛支架、傳動軸中間支撐、后主減速器懸置支架及車身地板處布置三向加速度傳感器，運用LMS公司Test.Lab測試軟件，采用Signature Testing-Advanced測試模塊對整車進行振動測試，采樣頻率帶寬為2 048 Hz，頻率分辨率為0.5 Hz，在平坦道路上采集發動機轉速在900～4 500 r/min區間的振動數據，如圖2所示。

從圖2可看出，當發動機轉速達到2 715.13 r/min時，主減懸置系統出現明顯的振動峰值。樣車為直列4缸4沖程發動機，發動機2階（2 715.13 r/min）對地板振動貢獻量大，共振頻率為135 Hz，其他測試點在問題轉速段未發生明顯的振動增強現象，由此可以確定后主減速器總成振動是主要的激勵。

通過道路測試結果可知，由于后主減總成系統模態與發動機2階頻率接近，使得發動機的激勵與后主減總成耦合造成后主減總成共振，振動由懸置支撐點通過副車架傳到地板，引起汽車加速過程中在發動機轉速在2 500～2 800 r/min時存在明顯的轟鳴問題。

3 優化及驗證

針對此問題制定優化方案。

方案1：根據振動隔離理論，在設計初期應使系統固有頻率遠離激振頻率，避免發生共振。為避免后主減系統產生共振，在后主減上增加動力吸振器以更改后主減系統的系統模態。動力吸振器是通過彈性元件把輔助質量連接到振動系統上的一種減振裝置，它不靠消耗能量來減振，而是通過輔助質量的動力作用，使彈性元件在后主減系統上產生的力正好與強迫力的大小相等、方向相反，以此來達到減振的目的。

針對此問題選取吸振器頻率為（135±15）Hz，質量為1.2（1±0.05）kg。經測試單個吸振器作用效果不明顯，故為增加吸振頻率帶寬，設計雙吸振器結構[3]，左諧振塊頻率為（129±15）Hz，質量為 1.5（1±0.05）kg，右諧振塊頻率為（146±15）Hz，質量為 1.2（1±0.05）kg，結構如圖3所示。

對后主減速器總成增加吸振器后的汽車狀態進行測試，并與原狀態做對比，測試結果如圖4和圖5所示。

從圖4可以看出，在2擋WOT工況，與原狀態相比，駕駛員右耳噪聲總級在2 700 r/min左右降低3 dB（A），2階能量降低6 dB（A）左右，但是在2 300，3 000 r/min左右駕駛員右耳噪聲2階能量略有增加（為吸振器移頻引起），主觀評價可接受；在3擋WOT工況，駕駛員右耳噪聲總級在2 650 r/min左右降低3.5 dB（A），2階能量降低7 dB（A）左右，主觀評價可接受。

方案2：此款SUV采用智能四驅，通過后主減前端的扭矩管理器總成控制后橋輸入扭矩，以實現智能四驅功能[4]。

當前后車輪出現轉速差時，智能四驅系統向后橋傳遞大扭矩以提高四驅車型的越野能力，此時是差動控制模式。為提高汽車的起步加速性能，在車速較低時，為預加載工作模式，后橋輸入扭矩維持在100～400 N·m，但當車速較高且車輪未出現打滑時，為了提高行車安全，四驅系統不介入，后橋輸入扭矩值低于100 N·m，速度門限為80 km/h。在問題轉速下，車速在30～60 km/h，四驅系統判定為低速工況，采用預加載工作模式，后橋輸入扭矩維持在100～400 N·m。四驅標定過程中，應對相應門限值進行調整，在保證性能的前提下對NVH問題進行優化。

此次將原80 km/h的速度門限調整至30 km/h，使問題轉速下的四驅控制模式退出預加載模式，以降低問題轉速下的扭矩輸入。標定參數更改后，當達到問題轉速時車速超過30 km/h，四驅系統將后橋輸入扭矩調整至100 N·m以下，對軟件更新后的汽車進行測試后發現NVH問題得到解決，主觀評價可接受。速度門限調整前后后橋輸入扭矩對比，如圖6所示。

對兩方案進行對比分析，確定最終整改途徑。

方案1通過在后主減速器后端增加吸振器總成改變系統模態來解決問題，但動力吸振器的增加使質量增加2.7 kg，致使整車質量和成本增加，不滿足整車設計輕量化要求。

方案2通過更改四驅控制軟件實現問題解決，變更前后，后橋輸入扭矩加載到最大扭矩時間同為30 ms以內，且當出現車輪打滑時不影響最大扭矩輸入，所以速度門限的調整對四驅性能無影響。

綜合對比兩方案，最終決定采用方案2解決傳動系統NVH問題。

4 結論

傳動系統的共振問題嚴重影響整車的乘坐舒適性，設計時應避免傳動系統與發動機總成激振頻率耦合。在解決此類NVH問題時可采用增加吸振器的方法以改變系統頻率，從而達到消除共振的目的，但此類方案大多涉及到減振類零件的添加，增加了整車質量及成本。當被激振系統有智能硬件控制時，可嘗試更改軟件參數，在保證性能的前提下達到消除共振的目的。