汽车之家

摘 要：针对国内某款车型在开发过程中出现的传动系问题，采用分别运转法、频谱分析法等将存在的问题解决，从而降低汽车车内噪声，同时也为汽车工程技术人员 NVH 开发提供借鉴 。

    汽车传动系统在工作时会产生非常明显的抖动和噪声，在车辆运行过程中，传动轴在高速情况下，由传动轴本身的弯曲和扭振会造成明显的车内振动和噪声，而且其产生的噪声，不容易被乘员辨识，会引起乘员和售后部门的严重抱怨。

    本文针对国内某款车型在开发过程中，由于传动系统抖动导致车内噪声过大的问题，采用分别运转法、频谱分析法等方法，来确定汽车产生噪声和振动的源头，并运用适当的方法来解决此问题，同时也为汽车工程技术人员 NVH 开发提供借鉴。

    1 传动轴工作原理及样车状态概述

    1.1 汽车万向传动轴工作原理

    万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。其主要用于在工作过程中，相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。

    万向传动轴设计应满足如下基本要求：

   （1）保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。

   （2）保证所连接两轴尽可能等速运转。

   （3）由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。

   （4）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。

    变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。 汽车万向传动轴基本工作原理如图 1 所示。

    传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。

    传动轴在工作时，其长度和夹角是在一定范围变化的。在设计时，应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。

    1.2 样车状态概述

    样车车型的主要配置参数如下表 1 所列，开发阶段：中期样车。

    问题描述：车辆行驶时，在 5 档车速加速至达110 km/h 时，车厢中后部出现强烈的振动，同时车内听到明显轰鸣声，严重影响驾乘舒适性。

    该车可能涉及到传动系统噪声的主要配置如表1 所示。

    2 噪声源识别

    采用以下方法，初步判断分析问题产生源头。

    2.1 行驶工况情况

    车辆运用 5 档加速行驶至 100 km/h，保持车辆定速；慢油门加速从 100 km/h 加速至 120 km/h，

   （1）主观评价：车辆振动和噪声来自于底盘有节奏的激励。初步判断，激励是来自于高速时传动系的振动或抖动。

   （2）运用测试工具，测量车内噪声和后地板的振动。

    在慢加速情况下，按照 GB/T 18697-2002《声学汽车车内噪声测量方法》布置车内噪声声学测量点和振动测量点，分别测量后排座椅中间处的噪声colormap 图和后地板中间的振动。测试结果如图 2、图 3 所示。

    从图 2、图3 可以发现，在 5 档加速时，发动机转速主要集中在 3 800 ~ 4 000 rpm 附近，车内噪声的中间频率主要集中在 135 Hz ~ 166 Hz 左右，后地板的振动也集中在 135 Hz ~ 166 Hz 之间，方向为 Z 向，其中最大噪声源为 166 Hz 的振动和噪声，这说明：在此速度下车内主要的噪声源自于此频率。通过前期车身的模态分析，我们已知后地板局部模态频率为 135 Hz左右，因此只需要确定 166 Hz 频率来源即可。

    2.2 模态分析

    分别测量动力总成、传动轴、后悬架系统的自由模态，其中传动轴总测点数为 9 个，前轴 4 个点，后轴 4 个点，中间支撑 1 个点，进行模态的测试和分析，测量数据如图 4、图 5 所示。

    通过图 4 分析可知，模态传递函数 FRF 分析发现，传动轴一阶弯曲模态集中在 166 Hz，与高速时车内噪声振动频率基本吻合，同时通过图 5 弯曲振型发现传动轴的模态振型为上下弯曲模态，即 Z 向模态。

    初步判断噪声来源于传动轴的一阶 Z 向弯曲模态，通过中间支撑及后悬架传递给车身，造成车身共振，导致车内强烈的振动和轰鸣噪声。

   3 原因分析

   3.1 传动轴抖动原因分析

     汽车的动力系统时刻向传动轴施加各种激振，尤其以发动机的往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力冲击最为显著。传动轴的响应与传动轴的尺寸规格、材料特性和边界条件相关，而且在理论上是一个拥有无数模态的连续结构。由于传动轴最主要的激振力为发动机往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力，因此，传动轴的一阶弯曲模态更容易受到激发产生共振。在采用不等速万向节时，还应该考虑二阶激励。

 传动轴的振动通过外万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，车身覆盖件受激共振后又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频轰鸣声。同时，内万向节及差速器齿轮啮合转动的不稳定性还会引起车辆产生波动式耦合噪音和刺耳的尖叫声音。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。

    传动轴的临界转速 nk（r/min）为：

    式中，

    Lc为传动轴长度（mm），即两万向节中心之间的距离；

    dc和 Dc分别为传动轴轴管的内、外径（mm）。

    对于传动轴来说，第一阶模态最重要，如果采用不等速万向节的轴，还应该考虑第二阶的激励。传动轴的最高转速取决于最高的行驶车速，为了避免共振，传动轴的固有频率一般要求要比临界转速（传动轴最高转速）对应的频率高出 15 %。

    传动轴的最大工作频率与车速的关系：

    同时计算传动轴的最大工作频率

    其中，

    f 为传动轴最大工作频率；

    Vmax为最大车速；

    ig为最高档变速器传动比；

    io为主减速器传动比；

    K 为发动机转矩主谐量阶数；

    r 为车轮滚动半径。

    3.2 分析结果

    由上我们已知道 Vmax为 158 km/h，ig为 0.808，io为 4.889，四缸四冲程发动机主谐量阶数为 2，r 为289 mm，将上述数字代入式（2），我们可以计算得出本传动轴最大工作频率是 190.4 Hz，为了避免共振，传动轴的设计频率 （一阶固有频率） 一般要大于190.4×（1+15 %）= 218.96 Hz；而根据模态分析的结果一阶固有频率是 166 Hz，要小于 218.96 Hz。同时由上知，出现振动和噪声时的发动机转速在 5 档4 000 rpm 左右，同时阶次为传动轴的二阶噪声，即发动机的 2.47 阶，经过计算：4 000/60×2.47 = 165 Hz，与动轴的一阶弯曲模态完全吻合，因此，在此转速和速度下的振动和噪声为在发动机激励下的起传动轴共振，从而产生抖动。

    传动轴抖动为的 Z 向弯曲振动，其通过外万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，同时车身件对于 Z 向的振动非常敏感，车身覆盖件在受到 Z 向激励共振后又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频的振动和轰鸣声。

    4 解决措施

    4.1 常用解决方案介绍

    对于长传动轴，提高固有频率的常用方式主要有两种：

   （1）采用中间支撑，分段传动。

   （2）采用空心轴，空心轴可以降低质量，增大管径，有扭转强度高，弯曲强度大的特点。

    但对于目前的传动轴来说，由于已经采用分段传动的方式，即已经运用了中间支撑，同时又运用了空心轴，而采用增大管径的方法势必要增加成本，对于汽车制造成本控制又造成了负面影响。

    4.2 实际措施

    由上我们已知车内噪声和振动出现的原因除了传动轴一阶模态为 Z 向上下弯曲模态，频率在166 Hz，实际上除了传动轴一阶弯曲模态的激励外，车身对于 166 Hz 的 Z 向振动敏感也是其产生问题的重要原因。因此，可以调整传动轴模态的方向以减少激励，降低车身的共振，同时也可以降低了车内的轰鸣噪声。

    针对上述的分析结果，制定如下的更改方案，将传动轴的前轴万向节连接方向由 0°更改至 90°，以改变传动轴 Z 向模态，如图 6 所示。

 4.3 模态校核

    重新测试传动轴的自由模态，布点数与之前相同，测试结构如图 7、图 8 所示。

    由图 7 可以看出，更改相位差至 90°后的传动轴频响函数显示，传动轴的一阶弯曲模态仍然为163.4 Hz，与之前 165 Hz 非常接近，实际频率未发生大的变化；由图 8 可以看出，更改相位差后的传动轴一阶弯曲模态振型由上下弯曲变成左右弯曲，即传动轴的弯曲振动方向由 Z 向偏转至 Y 向，同时对车体的激励方向也由 Z 向更改至 Y 向。

    4.4 测试验证

    将制作好的更改相位角后的传动轴样件装车，重新测试车内噪声。如图 9、图 10 所示。

    从图 9 可以看出来，车内传动轴二阶噪声在 3800 rpm 以上大幅降低，分别较原来降低 5-10 dBA。由图 10 可以看出，车内传动轴二阶噪声在 3 800 rpm以上大幅降低，其频率集中在 165 Hz 处。

同时在 5 档加速时主观评价，车内噪声在3 800 rpm 以上大幅降低，车内严重的振动和轰鸣声消失。110 km/h 出现的车内严重振动和轰鸣问题得到解决。

   5 结束语

    将传动轴前端相位差更改 90°后，也能够很好地解决 110 km/h 以上的车内振动和轰鸣噪声。通过更改相位角改变了传动轴弯曲模态的方向，同时对车内的激励也由 Z 向变为 Y 向，很好的解决了在3 800 rpm 以上，传动轴抖动造成的车内振动和噪声问题。

    从上面的分析，我们知道发动机总成和传动系在运转过程中，由于传动系在动力传递的过程中会出现各种问题，包括模态和共振问题。当出现传动轴的共振题时，不能仅仅一味地考虑增大频率，降低激励源的方法，实际上在激励力传递的过程中，运用合适的方法改变激励的方向和模态，通过调整对车内噪声敏感的激励方向，也可以很好的解决传动系引起的车内噪声的问题。同时，运用分别运转法及频谱分析法等方法，从传动系问题的传递路径入手，采用合理的设计手段，可以尽量减小和消除传动轴共振产生及传递的可能，；同时也为汽车开发减少不必要的损失。

   参考文献：

    [1] 马大猷. 声学名词术语[M]. 北京：海洋出版社，1983.

    作者：朱卫兵  陈微微  谢珍兰