驅動橋嘯叫試驗與降噪措施研究

劉國政 史文庫 陳志勇

(1.上汽大眾汽車有限公司， 上海 201805；2.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室， 長春 130022)

0 引言

驅動橋是汽車傳動系統的重要環節，也是整車振動噪聲的主要貢獻者。尤其對于當下比較流行的電動車，由于發動機“掩蔽作用”的消失，后橋噪聲尤為明顯[1-2]。驅動橋噪聲主要為嘯叫和敲擊噪聲[3]，嘯叫噪聲最普遍，國內外許多學者對驅動橋嘯叫進行過研究。

孟慶華等[4]利用逆序法對驅動橋噪聲信號進行分析，認為驅動橋噪聲的根源是主減速器螺旋錐齒輪的嚙合沖擊力引起的。郭年程等[5]通過試驗和有限元分析的方法，對某中型客車的驅動器橋噪聲進行分析，并采用動力吸振器和橋殼改進等方法降低驅動橋噪聲。盧雷[6]對某國產車高速滑行時后橋嘯叫進行研究，用有限元方法研究了準雙曲面齒輪的動態嚙合特性，并分析了壓力角分配和偏置距等因素對噪聲的影響。李專[7]利用有限元和邊界元分析后橋噪聲，通過在橋殼表面加筋等方法來降低驅動橋噪聲。對于齒輪嘯叫，國外大多從傳動誤差方面入手，通過降低傳動誤差來減小齒輪的嘯叫噪聲[8-10]。2012年，Choi B-J[11-12]等從準雙曲面齒輪嚙合激勵源出發，分析了驅動橋噪聲的影響因素，還對準雙曲面輪的齒形狀進行優化，并且研究了溫度對傳動誤差的影響。Koronias等[13]人研究輕型卡車的后橋嘯叫問題，建立包含鋼板彈簧、傳動軸等部件的驅動橋多體動力學模型，研究油溫等因素對嘯叫的影響。

本文以某國產皮卡車驅動橋嘯叫為出發點，對其進行整車試驗和模態試驗，通過主觀感覺和客觀數據分析后橋嘯叫的原因，并提出相應的改進措施；最后利用有限元和邊界元方法驗證改進后的效果。

1 驅動橋嘯叫整車試驗

1.1 試驗方案

本文所研究的對象為某國產皮卡車，該車采用前置后驅的動力系統布置方案。對驅動橋嘯叫進行整車試驗，分析后橋嘯叫原因，以便于后期的改進。試驗儀器主要有LMS數據采集系統、聲學麥克、振動加速度傳感器和霍爾轉速傳感器等等。傳感器的類型和布置位置如表1所示。

表1 傳感器安裝位置

圖1是部分傳感器的布置圖，車內麥克布置位置參考GB/T 18697[14]，轉速傳感器布置在后橋輸入軸位置，采集輸入軸的轉速。測試場地為廣德試驗場的B級路面，測試工況為加速、勻速和滑行工況。

(a)驅動橋 (b)駕駛員耳旁 (c)座椅導軌

1.2 試驗結果分析

根據測試時駕駛員和乘員的主觀評價，汽車在四擋90 km/h(后橋輸入轉速2 700 r/min)時存在后橋嘯叫噪聲；并且滑行工況時，由于發動機噪聲比加速時小，發動機的“掩蔽效應”較弱，導致車內的后橋噪聲十分明顯。

圖2是四擋(直接擋)加速工況車內噪聲的階次追蹤圖，以驅動橋的輸入軸轉速為參考轉速，可以看出發動機2階、4階和6階噪聲最明顯。后橋主減速器傳動比為41/9(大齒輪41個齒，小齒輪9個齒)，小齒輪軸每轉動一圈，主減速器齒輪就會產生9次嚙合沖擊，因此9階噪聲是后橋主減速器齒輪的齒頻。

圖2 駕駛員右耳噪聲階次追蹤圖

如圖3所示，對車內噪聲按階次進行切片，從圖中可以看出車內總噪聲隨轉速逐漸增加；當發動機轉速在2 000 r/min以內時，發動機4階噪聲對車內噪聲的貢獻量最大，轉速高于2 000 r/min后，發動機2階噪聲貢獻量最大。總體來說，后橋9階噪聲不大，但是在2 700 r/min附近，9階噪聲幅值突然增大，和總噪聲的聲壓級之差小于6 dB(A)，在車內(尤其是后排乘員位置)會聽到明顯的齒輪嘯叫。其他轉速時，齒頻階次噪聲和總噪聲的差值大于10 dB(A)，在車內聽不到后橋噪聲。

圖3 駕駛員右耳噪聲階次切片圖

圖4是橋殼后蓋振動的階次追蹤圖，在395 Hz存在明顯的共振帶，齒輪的9階激勵在2 700 r/min與共振帶相交，導致橋殼發生共振，后橋噪聲增大，在車內聽到驅動橋嘯叫。

圖4 橋殼后蓋振動的階次追蹤圖

2 驅動橋總成模態分析

為了確定驅動橋嘯叫的模態頻率，建立驅動橋總成的有限元模型，對其模態進行仿真分析，并進行模態試驗。

2.1 有限元分析

如圖5所示，利用Hypermesh軟件對驅動橋總成劃分網格，建立驅動橋總成的有限元模型，利用ABAQUS軟件的Lanczos算法求解驅動橋的模態。

圖5 驅動橋總成有限元模型

2.2 模態試驗

圖6是驅動橋的模態試驗，采用LMS數據采集系統、PCB加速度傳感器和PCB力錘。驅動橋采用自由懸掛方式，用串聯彈簧的尼龍繩懸吊，使其自由模態與系統的剛體模態充分分離，保證兩者相差10倍以上。用力錘激勵，采用一點激振多點采集的方式。在驅動橋上布置的拾振點數為43點，每點布置一個三向振動加速度傳感器，共需要通道數為129，LMS測試前端的通道數量為72個，因此需要分兩次布點和測量。正式采集數據之前，要對激振點進行互易性檢驗以判斷是否符合線性要求，頻率響應函數FRF峰值誤差通常應小于5%。

圖6 后橋模態試驗

表2是驅動橋模態測試和仿真結果，兩者的誤差在8%以內，基本滿足工程實際需要，可以認為有限元模型是正確的。驅動橋第五階模態頻率為400 Hz左右，和驅動橋在2 700 r/min的共振頻率一致，說明后橋嘯叫是由齒輪嚙合激勵激發后橋此階模態共振引起的。

表2 試驗模態與仿真模態對比

3 后橋嘯叫的改進方案

3.1 后橋嘯叫機理

后橋噪聲主要分為兩種：空氣傳聲和結構傳聲。空氣傳聲指的是齒輪的嚙合噪聲直接通過空氣傳到車內；結構傳聲是指齒輪的嚙合沖擊力通過軸承傳給驅動橋殼體，引起殼體振動，從而向外界輻射噪聲。因為驅動橋齒輪被金屬的驅動橋殼完全包裹住，齒輪嚙合噪聲很難直接傳到外界，驅動橋噪聲主要是結構傳聲[15]。

從整車試驗已知，驅動橋在90 km/h(后橋輸入轉速2 700 r/min)附近存在嘯叫，是由后橋主減速器齒頻激勵引起后橋第五階模態導致的。

可以從以下幾個方面解決：(1)減小后橋主減速器齒輪的嚙合激勵，從根源上降低驅動橋的噪聲。但是由于后橋準雙曲面齒輪加工工藝復雜，其本身可提高的空間較小。(2)降低驅動橋殼體的振動響應，在不改變激勵源大小的前提下降低響應值。(3)通過聲學包裝提高車的密閉性，在聲音的傳遞路徑上降低噪聲，但是會增加成本。

3.2 改進方案

為了便于實施，通過改進橋殼的結構，降低橋殼的振動響應。

從表2可以看出，400 Hz問題模態振型表現為主減速器殼體在水平面內左右擺動，因此，可以加強橋殼與主減殼的連接位置的強度，提高此階模態，從而避免橋殼共振。當汽車四擋行駛時，常用的車速范圍是40 km/h～98 km/h，車速為98 km/h時后橋輸入轉速為2 940 r/min，此轉速對應的主減速器齒輪嚙合頻率為：2 940÷60×9=441(Hz)，因此需要將原400 Hz的模態頻率提高到441 Hz以上才能避免在常用工況出現共振。

文中研究的驅動橋為鋼板沖壓焊接結構，橋殼由兩塊沖壓后的鋼板焊接而成。如圖7(a)所示，原結構橋殼與主減殼的連接位置為焊接在橋殼上的環形加強環，加強環的厚度遠大于橋殼厚度。為了提高主減殼與橋殼連接位置的強度，考慮將此結構改為向兩側延伸的形狀，即7(b)所示的結構。利用ABAQUS軟件對改進后的結構進行模態仿真計算，模態頻率提高為484.67 Hz。

(a)原結構 (b)改進結構

3.3 方案驗證

基于驅動橋總成的有限元模型，利用ABAQUS軟件的動態隱式(Dynamic，implicit)分析步[16]仿真分析驅動橋的動態特性，在小齒輪軸施加轉速，在半軸兩側施加力矩，模擬后橋真實工況。如圖8所示，仿真得到橋殼表面的振動加速度數據。

圖8 橋殼表面振動加速度云圖

將橋殼表面的振動數據其導入到LMS.Virtual.Lad軟件中，利用邊界元模塊仿真計算驅動橋的輻射聲場。如圖9所示，參考QC/T 533-1999[17]，提取驅動橋雙曲面齒輪嚙合位置上方300 mm位置的噪聲數據。

圖9 橋殼輻射噪聲場

根據邊界元模型的噪聲仿真結果，改進后驅動橋噪聲在90km/h附近的噪聲明顯降低，比原結構降低了大約4 dB(A)。

4 結論

(1)驅動橋嘯叫是由主減速器齒輪嚙合激勵引起，后橋噪聲階次與主減速器小齒輪的齒數有關。

(2)當齒輪的嚙合激勵與驅動橋的固有頻率重疊時，會引起驅動橋共振，導致后橋嘯叫。

(3)通過橋殼結構的改進，使得共振頻率遠離常用工況，可以抑制驅動橋嘯叫；如果從根源上解決驅動橋的嘯叫，需要降低主減速器齒輪的嚙合激勵。

(4)改進后的驅動橋結構，后續還需試制樣件，并且在整車上進行驗證嘯叫的影響。