驅動半軸扭轉剛度對車內噪聲影響研究

王 東，祝 夢，陳達亮

(1. 中汽研(天津)汽車工程研究院有限公司 天津300300；2. 中國北方發動機研究所 天津300400)

汽車傳動系統是指將發動機動力傳遞到車輪的機構，主要由離合器、變速器、驅動半軸等部件組成，傳動系統扭轉振動是引起整車 NVH問題的主要激勵源之一[1]。前置后驅車型與前置前驅車型相比，多了傳動軸和驅動橋，傳動鏈變復雜，因此扭轉振動問題也更為突出。目前，針對前置后驅汽車傳動系統扭振問題主要有2種優化思路，一是優化傳動系統部件動力學參數，如飛輪慣量、離合器剛度、阻尼等；二是引入額外的減振裝置，如雙質量飛輪(DMF)、離心擺式減振器(CPVA)、彈性聯軸節等。思路一的優勢是傳動系統改動小、成本低，是主機廠最愿意接受的治理方式，但參數優化范圍受傳動效率和動力性的限制，優化效果有限；思路二的優勢是可以大幅度降低傳動系統扭振幅值，從而提升整車 NVH性能，但缺點是需要增加成本，而成本增加是主機廠最不愿意接受的。因此，通過優化部件參數的方式解決傳動系統扭振問題，仍然是汽車傳動系統開發工程師長期努力的目標。

目前已有眾多工程師和學者針對傳動系統扭振及其對整車NVH性能的影響進行研究[2-4]，其中對傳動系統部件匹配方法的研究較多，基于半軸扭轉剛度對車內噪聲進行優化的研究也有，但系統地分析半軸扭轉剛度對主減輸入和車輪扭振影響規律的研究鮮有。本文基于一款前置后驅車型，首先分析“驅動橋——后懸架”路徑對車內噪聲的影響機理，其次應用 AMESim 軟件建立分析模型，使用經過傳動系統扭振實測數據校驗的模型，分析半軸扭轉剛度對2個激勵點——主減輸入和車輪的影響規律，進而使用相干分析的方法找出影響車內噪聲的主要激勵點，最后根據分析結果提出優化方案并通過實車測試對分析結論進行驗證。

1 耦合點分析

前置后驅傳動系統扭振能量，主要通過3條路徑向車內傳遞(圖1)：一是通過動力總成懸置傳遞；二是通過傳動軸中間支撐傳遞；三是通過后懸架傳遞。研究結果表明[4]，“驅動橋——后懸架”路徑是傳動系統振動能量向車內傳遞的主要路徑。

圖1 扭振向車內傳遞的路徑Fig.1 Path of torsional vibration to vehicle

進一步分析“驅動橋——后懸架”路徑的內部傳遞機理可知，驅動橋又可分別通過主減齒輪副及驅動車輪2個耦合點對懸架進行激勵[5-7]。

圖2 驅動橋殼受力分析Fig.2 Force analysis of drive axle housing

第一個耦合點作用機理：對驅動橋殼進行簡單的受力分析可知，主減速器主動齒輪軸的支撐軸承和左右半軸的支撐軸承均會對驅動橋殼產生支反力，但二者給橋殼的支反力并不在同一條直線上，相當于在橋殼上施加一個扭矩，使橋殼產生繞半軸中心線的角振動，振動能量通過后懸架向車身傳遞，從而導致車內振動噪聲問題(圖2)。

第二個耦合點作用機理：驅動車輪通過與地面摩擦產生的反作用力驅動車輛前進，當驅動車輪轉速波動時，產生的位移激勵會通過懸架傳遞至車身，引起車身鈑金件振動，進而引起整車的振動噪聲問題。

2 傳動系統仿真模型

2.1 模型建立

本文以一款搭載1.6L發動機+5MT動力總成的前置后驅車型為研究對象，其傳動系統是一個復雜的多自由度扭振系統。目前，對傳動系統扭振進行仿真分析時，可以采用集中質量模型、分布質量模型以及剛柔耦合模型等方法。結合實際分析需求，本文選擇使用集中質量模型進行研究，根據模型簡化的基本原則，建立對象車型動力傳動系統的 16自由度扭振系統(圖 3)。

圖3 傳動系統扭振仿真模型Fig.3 Torsional vibration simulation model

傳動系統存在多種激勵，但發動機輸出扭矩波動激勵遠大于其他激勵，因此，仿真分析時僅考慮發動機輸出扭矩波動激勵。發動機輸出扭矩波動激勵包括 2個部分：一是缸內氣體燃燒產生的氣體力，在模型中通過輸入實測示功圖的方式進行模擬；二是曲柄連桿機構產生的往復慣性力，在模型中通過輸入曲柄連桿機構具體參數的方式進行模擬。

2.2 扭振測試

在整車轉轂半消聲室內，開展傳動系統扭振測試。扭振測點既要便于安裝傳感器又要選在扭振響應較大的位置，實際測試通常選擇發動機皮帶輪、飛輪、變速器輸入軸、傳動軸、主減速器輸入軸、車輪等位置。本次測試選擇飛輪、主減和右后車輪 3個測點(圖 4)。

采用緩油門加速工況進行測試，使用 LMS前端和 Test Lab數據采集及分析軟件，將光電傳感器和ABS轉速信號連接至轉速通道，磁電傳感器通過虛擬通道連接至普通通道，測試的發動機轉速范圍為1000～2500r/min，信號分析頻率選取 51200Hz，頻率分辨率設置為1Hz。

2.3 模型驗證

通過將仿真分析和測試結果進行對比的方式驗證模型的準確性。分別將飛輪、主減輸入 2階扭振曲線的測試和仿真結果進行對比(圖5)。

圖5 仿真與測試對比Fig.5 Simulation and test comparison

觀察圖5可知，飛輪端測試和仿真結果一致性較好，主減輸入端的仿真與測試有一定差別，低轉速時差別較大，隨著轉速升高兩者差異逐漸變小，整體來看，二者的變化趨勢是一致的，尤其是在共振區域1550r/min附近均有峰值出現。將仿真模型與實際傳動系統進行比較可知，誤差主要源于激振力和阻尼參數。由于簡化了激振力，會帶來誤差。本次主要是定性研究半軸扭轉剛度對車內噪聲的影響，傳動系統扭振仿真結果雖與測試結果略有差別，但二者的變化趨勢基本一致，驗證結果表明所建模型有效，可以用于后續的分析工作。

3 半軸扭轉剛度影響分析

在仿真模型中通過批處理方式，分析半軸扭轉剛度對主減輸入和車輪扭振幅值的影響(圖6)。

觀察圖6可知，半軸扭轉剛度對主減輸入扭振幅值的影響，隨發動機轉速變化呈現出不同的規律，在低轉速段，扭振幅值隨半軸扭轉剛度增大而顯著減小，在較高轉速段，扭振幅值隨半軸扭轉剛度增大而輕微變大。因此，進行半軸匹配時，需要綜合考慮其對主減輸入和車輪扭振幅值的影響。

圖6 半軸剛度對傳動系統扭振的影響Fig.6 Effect of axle-shaft torsional stiffness on torsional vibration

4 整車測試及驗證

將傳動系統扭振與車內噪聲信號進行關聯性分析，從主減輸入激勵點和車輪激勵點找到對車內噪聲影響大的激勵點，為半軸扭轉剛度優化指明方向。

4.1 相干分析

相干分析是一種可以用于信號源識別的技術，相干函數表示輸入信號對輸出信號的貢獻量，它是表示輸入與輸出相關性的函數。相干函數的表達式為：

式中：Ciy(f )為相干函數；f為頻率；Gii(f )為輸入信號的自譜；Gyy(f )為輸出信號的自譜；Giy(f )為輸入信號與輸出信號的互譜。

Ciy(f )＝1時，表示輸出完全由輸入引起，干擾等于零；Ciy(f)越小，表示輸入對輸出的貢獻越小；當Ciy(f )＝0時，表明輸出與輸入不相干。

將主減輸入、車輪扭振作為輸入信號，主駕內耳、后排中間噪聲作為輸出信號，分別進行相干分析(圖 7)。主減輸入扭振與車內噪聲信號的相干性明顯好于車輪扭振，而且與后排中間的相干性好于主駕內耳，說明主減輸入和車輪相比，主減輸入是影響車內噪聲的主要因素。

圖7 相干分析Fig.7 Coherence analysis

4.2 優化方案效果驗證

根據前面的分析結果，制作提高扭轉剛度的半軸樣件，在轉轂半消聲室內，開展效果驗證測試(圖 8)。提高半軸扭轉剛度后，車內噪聲總級降低了，且后排改善效果明顯優于前排。前排噪聲在 1000～1450r/min范圍內降幅多達3dB，在1750r/min附近降幅也有2dB。后排噪聲改善比較明顯。

圖8 驗證測試Fig.8 Verification test

5 結 論

①“驅動橋——后懸架”路徑是前置后驅車型傳動系統振動能量向車內傳遞的主要路徑，而驅動橋又可分別通過主減齒輪副及驅動車輪 2個耦合點對車身進行激勵，進而引發車內振動噪聲問題。

②建立了傳動系統集中質量模型并用實測數據驗證了模型的有效性，基于仿真模型分析了半軸扭轉剛度對主減輸入和車輪扭振的影響，結果表明半軸扭轉剛度對主減輸入扭振的影響規律與其對車輪扭振的影響規律不同。

③相干分析結果表明，主減輸入端扭振與車內噪聲相干性更高，據此試制半軸樣件并進行效果驗證，測試結果表明，提高半軸扭轉剛度后，車內前排和后排噪聲均有降低，乘坐舒適性明顯改善。