馬紫輝，何森東，王田修，馬紫明

（1.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津300300；2.上汽通用五菱股份有限公司，廣西 柳州545000）

動力傳動系統的振動噪聲問題在前置后驅車上最為突出。動力傳動系統涉及到發動機、離合器、變速箱、傳動軸、主減、后橋、輪胎，這些零部件組合成一個具有特定模態頻率的傳動系統。由于變速箱的存在，此傳動系統的模態在不同擋位下又有了不同的特性。本文通過識別某SUV 在高速工況下車內出現的周期性嗡嗡異響，查找到出現問題的零部件是變速箱的中間軸，由于其階次和發動機2 階極為接近，通過加粗變速箱的中間軸以提升其剛度，避免階次共振。另外，進行該車扭振測量時發現在此問題轉速下傳動軸扭角較大，故加裝了87 Hz 扭轉減振器，兩方案并施，將嗡嗡異響完全消除，達到上市車輛的NVH水平。

1 問題描述

某SUV（以下簡稱A 車）在高速工況下（車速約100 km/h～120 km/h，轉速約為2 600 r/min～3 000 r/min）車內出現周期性的嗡嗡異響，6擋最為突出，5擋較弱。相同車型的帶渦輪增壓器配置的車輛（以下簡稱B車）沒有此問題，但是此B車采用了不同的連接傳動軸、不同的變速箱，匹配了雙質量飛輪（DMF）和不同的主減。兩車只有底盤和車身共用，傳動系統幾乎沒有相似之處，B車上不出現此問題，并不能確定是傳動系統的哪一個零部件引起，給問題排查帶來難度。

問題的主觀感受是此異響很像由于某個旋轉部件的動不平衡引起。

采用LMS Test. Lab 測試駕駛員右耳噪聲Colormap如圖1所示。

圖1 A車4、5、6擋WOT駕駛員右耳噪聲

可以看出，2階為發動機點火階次，6擋比4、5擋多出的1.19 階為傳動軸1 階，在問題轉速2 600～3 000 r/min 工況下，6 擋的傳動軸1 階和發動機2 階較為突出。

2 異響問題識別

2.1 傳動軸問題識別

由于主觀感受此嗡嗡異響很像由于某個旋轉部件的動不平衡引起，A 車和B 車唯一通用的是傳動軸，故最先更換成B 車的柔性聯軸器連接的傳動軸（動不平衡控制在15 g?cm以內）。

測試結果：異響減弱但是依然存在。

原因分析：從圖2 上可以看出，傳動軸1 階明顯減弱，說明柔性聯軸器優化了傳動系統扭振，較好的動不平衡量降低了傳動軸1 階的動不平衡，但是并沒有從根本上改善問題。更換傳動軸后，發動機2階依然很突出。

圖2 A車6擋更換傳動軸前后WOT駕駛員右耳噪聲對比

2.2 傳動系統分析

2.2.1 傳動系統工作變形分析（ODS分析）

對A車的傳動系統進行ODS分析。

測試結果：發現全WOT 工況下保持一種振型，無異常變化。如圖3所示。

圖3 A車傳動軸+中間支撐+后橋ODS分析

原因分析：此異響根源不在傳動軸和后橋的工作模態上。

2.2.2 傳動系統扭振測試分析

扭振：旋轉部件的轉速圍繞平均轉速出現了上下波動，轉速波動的本質是扭矩的波動。

對于自由的剛體而言，共有6 個自由度，即3 個平動自由度和3 個轉動自由度。因此，可以把運動自由度分為平動與轉動兩類。如果用牛頓第二定律來描述，那么，平動對應的是3 個加速度，轉動對應的是3 個角加速度。平動對應的載荷是力，轉動對應的載荷是力矩。如表1所示。

源-路徑-接受者模型告訴我們，由于結構的共振或反共振效應，源可能在傳遞過程中被放大或者被衰減。線振動存在共振現象，相同地，角振動也存在扭轉共振現象。

進行傳動系統各擋位扭振測試，測試結果如表2所示。

各擋位WOT 2 階扭振峰值處均超過限值500 rad/s2，其中，6擋的扭振峰值在2 600 r/min，落在此嗡嗡異響問題轉速段，故設計87 Hz扭振減振器，安裝后再進行扭振測試，傳動軸扭角大幅降低。如圖4所示。

測試結果：異響減弱但是依然存在。

原因分析：增加87 Hz 扭轉減振器后，傳動軸1階大幅降低，效果和2.1小節中傳動軸問題識別中更換B車的柔性聯軸器相當。

表1 平動和轉動

表2 扭振測試結果

圖4 A車傳動系統扭振模型

2.3 變速箱分析

進行Colormap 圖分析時，總是感覺6 擋2 階有些異常，但是又說不上來在哪里。用其它擋位的2階對比看，發現此6 擋2 階比較寬泛，Colormap 圖標注的2階階次線處于圖譜中心的右側，而正常的2階階次線處于圖譜的中心，那么應該是有某個零部件的階次和發動機2階極為接近并且這個階次略低于2階才導致這樣的寬階次。

計算發動機的發電機、壓縮機、水泵、油泵、變速箱（輸入軸、中間軸、輸出軸）、傳動軸、主減、半軸、輪胎等幾乎所有旋轉部件工作在6 擋時的階次，最后發現了變速箱的中間軸階次剛好為1.963階，符合預測的與發動機2階極為接近并且略低于2階的情況。階次表如表3所示。

6 擋從動軸階次為1.963，和發動機2 階極為接近，Colormap圖上和2階混為一體，初步推斷從動軸的1.963階為此嗡嗡異響問題的根源所在。

為了印證推斷，我們同時也計算了B 車的所有傳動部件階次，發現此車的6擋傳動軸階次為1.840，和發動機2階相差較遠，理論上不會引起階次共振。

3 問題控制

3.1 方案1：加強變速箱中間軸剛度

方案思路：

(1) 將從動軸加粗，使其剛度加大，降低共振。臨時加粗方案如圖5所示。

圖5 變速箱中間軸加粗

(2)更改6 擋速比，使從動軸階次與發動機2 階避開，但重新設計一對齒輪并生產制造的周期較長，時間來不及。

3.2 方案2：增加87 Hz扭振減振器

由于柔性聯軸器和增加87 Hz 扭轉減振器方案效果相當，從成本方面考慮，原來十字節改為柔性聯軸器成本較大，而將現有離合器扭振減振器增加彈簧，通過調整剛度和長度即可實現，故選擇扭振減振器方案。

為了徹底解決異響問題，并且消除傳動系統的其它擋位扭振問題帶來的隱患，將此方案2 和加強變速箱中間軸剛度方案1 合并實施，最終進行實車驗證。

3.3 問題驗證

轉速在2 700 r/min附近時6擋中間軸階次優化幅度多達17 dB(A)，Colormap圖上傳動軸1階消失，發動機2 階變淡且寬度恢復合理。在主觀、客觀上均達到滿意效果，如圖6所示。

表3 A車傳動部件階次

4 結語

本文從傳動系統的各個零部件入手，分析了可能產生此嗡嗡異響的原因，提出了多種解決方案，最終選擇了最具性價比的組合方案，主觀、客觀上均達到滿意效果。工作過程中，也有一些疏忽，若能在第一時間見到如此寬泛的2階時就懷疑到有其它旋轉部件和發動機2 階極為接近，那么將會大大提高工作效率。

圖6 改善前后效果對比