傳動軸抖動引起的車內(nèi)噪聲研究與解決

朱衛(wèi)兵，陳微微，謝珍蘭

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007 2.東風(fēng)柳州汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

汽車傳動系統(tǒng)在工作時會產(chǎn)生非常明顯的抖動和噪聲，在車輛運行過程中，傳動軸在高速情況下，由傳動軸本身的彎曲和扭振會造成明顯的車內(nèi)振動和噪聲，而且其產(chǎn)生的噪聲，不容易被乘員辨識，會引起乘員和售后部門的嚴重抱怨。

本文針對國內(nèi)某款車型在開發(fā)過程中，由于傳動系統(tǒng)抖動導(dǎo)致車內(nèi)噪聲過大的問題，采用分別運轉(zhuǎn)法、頻譜分析法等方法，來確定汽車產(chǎn)生噪聲和振動的源頭，并運用適當(dāng)?shù)姆椒▉斫鉀Q此問題，同時也為汽車工程技術(shù)人員NVH開發(fā)提供借鑒。

1 傳動軸工作原理及樣車狀態(tài)概述

1.1 汽車萬向傳動軸工作原理

萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。其主要用于在工作過程中，相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。

萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：

（1）保證所連接的兩根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。

（2）保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。

（3）由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。

（4）傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。

變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸之間普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，多采用等速萬向傳動軸。當(dāng)后驅(qū)動橋為獨立的彈性，采用萬向傳動軸。汽車萬向傳動軸基本工作原理如圖1所示。

圖1 傳動軸一般的布置形式

傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。

傳動軸在工作時，其長度和夾角是在一定范圍變化的。在設(shè)計時，應(yīng)保證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。

1.2 樣車狀態(tài)概述

樣車車型的主要配置參數(shù)如下表1所列，開發(fā)階段：中期樣車。

問題描述：車輛行駛時，在5檔車速加速至達110 km/h時，車廂中后部出現(xiàn)強烈的振動，同時車內(nèi)聽到明顯轟鳴聲，嚴重影響駕乘舒適性。

該車可能涉及到傳動系統(tǒng)噪聲的主要配置如表1所示。

表1 車輛主要配置及參數(shù)

2 噪聲源識別

采用以下方法，初步判斷分析問題產(chǎn)生源頭。

2.1 行駛工況情況

車輛運用5檔加速行駛至100 km/h，保持車輛定速；慢油門加速從100 km/h加速至120 km/h，

（1）主觀評價：車輛振動和噪聲來自于底盤有節(jié)奏的激勵。初步判斷，激勵是來自于高速時傳動系的振動或抖動。

（2）運用測試工具，測量車內(nèi)噪聲和后地板的振動。

在慢加速情況下，按照GB/T 18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法》布置車內(nèi)噪聲聲學(xué)測量點和振動測量點，分別測量后排座椅中間處的噪聲colormap圖和后地板中間的振動。測試結(jié)果如圖2、圖3所示。

圖2 100-110 km/h慢油門加速時后排噪聲

圖3 100-110 km/h慢油門加速時后地板Z向振動

從圖2、圖3可以發(fā)現(xiàn)，在5檔加速時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速主要集中在3 800～4 000 rpm附近，車內(nèi)噪聲的中間頻率主要集中在135 Hz～166 Hz左右，后地板的振動也集中在135 Hz～166 Hz之間，方向為Z向，其中最大噪聲源為166 Hz的振動和噪聲，這說明：在此速度下車內(nèi)主要的噪聲源自于此頻率。通過前期車身的模態(tài)分析，我們已知后地板局部模態(tài)頻率為135 Hz左右，因此只需要確定166 Hz頻率來源即可。

2.2 模態(tài)分析

分別測量動力總成、傳動軸、后懸架系統(tǒng)的自由模態(tài)，其中傳動軸總測點數(shù)為9個，前軸4個點，后軸4個點，中間支撐1個點，進行模態(tài)的測試和分析，測量數(shù)據(jù)如圖4、圖5所示。

通過圖4分析可知，模態(tài)傳遞函數(shù)FRF分析發(fā)現(xiàn)，傳動軸一階彎曲模態(tài)集中在166 Hz，與高速時車內(nèi)噪聲振動頻率基本吻合，同時通過圖5彎曲振型發(fā)現(xiàn)傳動軸的模態(tài)振型為上下彎曲模態(tài)，即Z向模態(tài)。

初步判斷噪聲來源于傳動軸的一階Z向彎曲模態(tài)，通過中間支撐及后懸架傳遞給車身，造成車身共振，導(dǎo)致車內(nèi)強烈的振動和轟鳴噪聲。

圖4 傳動軸一階彎曲模態(tài)頻響函數(shù)

圖5 傳動軸一階彎曲模態(tài)振型

3 原因分析

3.1 傳動軸抖動原因分析

汽車的動力系統(tǒng)時刻向傳動軸施加各種激振，尤其以發(fā)動機的往復(fù)慣性力與傳動軸不平衡產(chǎn)生的慣性力沖擊最為顯著。傳動軸的響應(yīng)與傳動軸的尺寸規(guī)格、材料特性和邊界條件相關(guān)，而且在理論上是一個擁有無數(shù)模態(tài)的連續(xù)結(jié)構(gòu)。由于傳動軸最主要的激振力為發(fā)動機往復(fù)慣性力與傳動軸不平衡產(chǎn)生的慣性力，因此，傳動軸的一階彎曲模態(tài)更容易受到激發(fā)產(chǎn)生共振。在采用不等速萬向節(jié)時，還應(yīng)該考慮二階激勵。

傳動軸的振動通過外萬向節(jié)、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身，車身覆蓋件受激共振后又將振動能量傳入腔體，車輛腔體受激共振，產(chǎn)生低頻轟鳴聲。同時，內(nèi)萬向節(jié)及差速器齒輪嚙合轉(zhuǎn)動的不穩(wěn)定性還會引起車輛產(chǎn)生波動式耦合噪音和刺耳的尖叫聲音。在長度一定時，傳動軸斷面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當(dāng)傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速。

傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速nk（r/min）為：

式中，

Lc為傳動軸長度（mm），即兩萬向節(jié)中心之間的距離；

dc和Dc分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm）。

本研究使用自制的“學(xué)生游泳自救與水上救助能力的評價表”，在游泳教學(xué)前用作前測，記錄學(xué)生在實驗前的能力水平；在教學(xué)后用作后測，記錄學(xué)生在實驗后的能力發(fā)展水平。

對于傳動軸來說，第一階模態(tài)最重要，如果采用不等速萬向節(jié)的軸，還應(yīng)該考慮第二階的激勵。傳動軸的最高轉(zhuǎn)速取決于最高的行駛車速，為了避免共振，傳動軸的固有頻率一般要求要比臨界轉(zhuǎn)速（傳動軸最高轉(zhuǎn)速）對應(yīng)的頻率高出15%。

傳動軸的最大工作頻率與車速的關(guān)系：

同時計算傳動軸的最大工作頻率

其中，

f為傳動軸最大工作頻率；

Vmax為最大車速；

ig為最高檔變速器傳動比；

io為主減速器傳動比；

r為車輪滾動半徑。

3.2 分析結(jié)果

由上我們已知道 Vmax為158 km/h，ig為 0.808，io為4.889，四缸四沖程發(fā)動機主諧量階數(shù)為2，r為289 mm，將上述數(shù)字代入式（2），我們可以計算得出本傳動軸最大工作頻率是190.4 Hz，為了避免共振，傳動軸的設(shè)計頻率（一階固有頻率）一般要大于190.4×（1+15%）=218.96 Hz；而根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果一階固有頻率是166 Hz，要小于218.96 Hz。同時由上已知，出現(xiàn)振動和噪聲時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速在5檔4 000 rpm左右，同時階次為傳動軸的二階噪聲，即發(fā)動機的2.47階，經(jīng)過計算：4 000/60×2.47=165 Hz，與傳動軸的一階彎曲模態(tài)完全吻合，因此，在此轉(zhuǎn)速和速度下的振動和噪聲為在發(fā)動機激勵下的起傳動軸共振，從而產(chǎn)生抖動。

傳動軸抖動為的Z向彎曲振動，其通過外萬向節(jié)、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身，同時車身件對于Z向的振動非常敏感，車身覆蓋件在受到Z向激勵共振后又將振動能量傳入腔體，車輛腔體受激共振，產(chǎn)生低頻的振動和轟鳴聲。

4 解決措施

4.1 常用解決方案介紹

對于長傳動軸，提高固有頻率的常用方式主要有兩種：

（1）采用中間支撐，分段傳動。

（2）采用空心軸，空心軸可以降低質(zhì)量，增大管徑，有扭轉(zhuǎn)強度高，彎曲強度大的特點。

但對于目前的傳動軸來說，由于已經(jīng)采用分段傳動的方式，即已經(jīng)運用了中間支撐，同時又運用了空心軸，而采用增大管徑的方法勢必要增加成本，對于汽車制造成本控制又造成了負面影響。

4.2 實際措施

由上我們已知車內(nèi)噪聲和振動出現(xiàn)的原因除了傳動軸一階模態(tài)為Z向上下彎曲模態(tài)，頻率在166 Hz，實際上除了傳動軸一階彎曲模態(tài)的激勵外，車身對于166 Hz的Z向振動敏感也是其產(chǎn)生問題的重要原因。因此，可以調(diào)整傳動軸模態(tài)的方向以減少激勵，降低車身的共振，同時也可以降低了車內(nèi)的轟鳴噪聲。

針對上述的分析結(jié)果，制定如下的更改方案，將傳動軸的前軸萬向節(jié)連接方向由0°更改至90°，以改變傳動軸Z向模態(tài)，如圖6所示。

圖6 前軸萬向節(jié)連接端相位差由0°更改至90°

4.3 模態(tài)校核

重新測試傳動軸的自由模態(tài)，布點數(shù)與之前相同，測試結(jié)構(gòu)如圖7、圖8所示。

由圖7可以看出，更改相位差至90°后的傳動軸頻響函數(shù)顯示，傳動軸的一階彎曲模態(tài)仍然為163.4 Hz，與之前165 Hz非常接近，實際頻率未發(fā)生大的變化；由圖8可以看出，更改相位差后的傳動軸一階彎曲模態(tài)振型由上下彎曲變成左右彎曲，即傳動軸的彎曲振動方向由Z向偏轉(zhuǎn)至Y向，同時對車體的激勵方向也由Z向更改至Y向。

圖7 前軸萬向節(jié)連接端相位差由 0°更改至 90°后的傳動軸一階頻響函數(shù)

圖8 前軸萬向節(jié)連接端相位差由0°更改至90°后的傳動軸一階彎曲振型

4.4 測試驗證

將制作好的更改相位角后的傳動軸樣件裝車，重新測試車內(nèi)噪聲。如圖9、圖10所示。

從圖9可以看出來，車內(nèi)傳動軸二階噪聲在3 800 rpm以上大幅降低，分別較原來降低5-10 dBA。由圖10可以看出，車內(nèi)傳動軸二階噪聲在3 800 rpm以上大幅降低，其頻率集中在165 Hz處。

圖9 5檔加速時車內(nèi)傳動軸2階噪聲

圖10 5檔加速時車內(nèi)噪聲colormap圖

同時在5檔加速時主觀評價，車內(nèi)噪聲在3 800 rpm以上大幅降低，車內(nèi)嚴重的振動和轟鳴聲消失。110 km/h出現(xiàn)的車內(nèi)嚴重振動和轟鳴問題得到解決。

5 結(jié)束語

將傳動軸前端相位差更改90°后，也能夠很好地解決110 km/h以上的車內(nèi)振動和轟鳴噪聲。通過更改相位角改變了傳動軸彎曲模態(tài)的方向，同時對車內(nèi)的激勵也由Z向變?yōu)閅向，很好的解決了在3 800 rpm以上，傳動軸抖動造成的車內(nèi)振動和噪聲問題。

從上面的分析，我們知道發(fā)動機總成和傳動系在運轉(zhuǎn)過程中，由于傳動系在動力傳遞的過程中會出現(xiàn)各種問題，包括模態(tài)和共振問題。當(dāng)出現(xiàn)傳動軸的共振問題時，不能僅僅一味地考慮增大頻率，降低激勵源的方法，實際上在激勵力傳遞的過程中，運用合適的方法改變激勵的方向和模態(tài)，通過調(diào)整對車內(nèi)噪聲敏感的激勵方向，也可以很好的解決傳動系引起的車內(nèi)噪聲的問題。同時，運用分別運轉(zhuǎn)法及頻譜分析法等方法，從傳動系問題的傳遞路徑入手，采用合理的設(shè)計手段，可以盡量減小和消除傳動軸共振產(chǎn)生及傳遞的可能，；同時也為汽車開發(fā)減少不必要的損失。

[1]馬大猷.聲學(xué)名詞術(shù)語[M].北京：海洋出版社，1983.