汽車傳動軸噪聲分析

王瑞波 張皓 姚曉東

（長城汽車股份有限公司技術中心；河北省汽車工程技術研究中心）

振動噪聲水平是衡量汽車性能的重要方面，也是消費者在挑選和乘坐汽車時的首要感受。因此，振動和噪聲控制作為汽車設計制造一個重要方面，受到了各汽車廠商的重視。傳動軸作為影響整車NVH特性的重要零部件，對其振動噪聲的分析研究就顯得十分重要[1]。在汽車行駛過程中，傳動軸高速旋轉，任何內(nèi)外部激勵都有可能引起傳動軸的振動和噪聲，進而影響整車的NVH，所以必須對其NVH特性進行控制，使其固有頻率避開激勵頻率。對未控制好NVH性能的傳動軸，對其進行適當?shù)膬?yōu)化，以達到優(yōu)良的效果[2]。

1 傳動軸工作原理及設計要求

汽車傳動軸總成一般由萬向節(jié)、中間支撐、滑動花鍵、軸管及其兩端焊接的花鍵和萬向節(jié)叉組成。其主要用于車輛行駛過程中，在相對位置不斷改變的兩零件間傳遞轉矩和旋轉運動，其本身的長度和萬向節(jié)夾角在一定范圍不斷變化。

萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求[3]：

1）可伸縮量和萬向節(jié)夾角保證所連接的2根軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。

2）使所連接兩軸盡可能等速運轉，且由于動不平衡和萬向節(jié)存在夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內(nèi)。

3）傳動軸的剛體模態(tài)在發(fā)動機和傳動系統(tǒng)各種激勵的激勵頻率以外，避免共振發(fā)生，中間支撐的固有頻率避開傳動軸常用轉速。

4）傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，生產(chǎn)成本低，維修容易等。

2 傳動軸噪聲原因分析

發(fā)動機的振動、傳動系統(tǒng)的扭矩波動、傳動軸本身的動不平衡、萬向節(jié)產(chǎn)生的附加彎矩、中間支撐剛度等因素均能引起傳動軸的振動異響，影響車內(nèi)乘員的舒適性，降低顧客的感知度。

根據(jù)整車NVH性能指標要求，對某型SUV進行路試評價，發(fā)現(xiàn)車速在20～30 km/h時，車內(nèi)有低頻的類似“撲棱、撲棱”的噪聲，影響車輛NVH品質，需要對其進行優(yōu)化。

2.1 主觀評價及分析

通過主觀評價發(fā)現(xiàn)：在車輛中部此噪聲較明顯，且與發(fā)動機轉速、變速器擋位無關，僅與車速相關。初步判斷此噪聲由傳動系統(tǒng)引起。通常情況下，傳動系統(tǒng)的聲源主要來自變速器、傳動軸和后橋。

2.2 道路測試

在良好平直的道路上進行NVH測試，在車內(nèi)后排乘客右耳處布置麥克風，并在變速器換擋撥叉、傳動軸中間支撐和后橋主減速器殼體布置測點，變速器掛D擋，進行15～30 km/h的緩加速測試。

通過聲診斷回放確定傳動軸中間支撐處存在此噪聲，其他位置無此聲音。對數(shù)據(jù)進行小波分析，結果顯示：車內(nèi)噪聲存在發(fā)生頻率為11～14 Hz（時間間隔0.07～0.09 s）的沖擊噪聲，與傳動軸中間支撐的寬頻沖擊振動相對應。在20～30 km/h之間時傳動軸的旋轉頻率為9.6～14.4 Hz，和車內(nèi)噪聲頻率對應，即確認此噪聲由傳動軸旋轉振動引起中間支撐共振產(chǎn)生噪聲。圖1為車內(nèi)噪聲小波分析數(shù)據(jù)，圖2為傳動軸中間支撐振動小波分析數(shù)據(jù)。

3 優(yōu)化及驗證

3.1 設計理論

根據(jù)振動隔離理論，當頻率遠離共振區(qū)時，動態(tài)位移受運動方向剛度的影響，而在接近或等于共振頻率時主要受阻尼的影響，在設計初期應使系統(tǒng)固有頻率遠離激振頻率，避免共振發(fā)生[4]。對于傳動軸中間支撐來說，希望在共振區(qū)間（低頻、大振幅狀態(tài)）下?lián)碛休^大阻尼，雖然通過調整橡膠配方的方法可以使阻尼增大，但是這種橡膠的疲勞耐久性和安全性較差，不宜在汽車上使用。故傳動軸中間支撐的主要設計參數(shù)是懸置的徑向剛度，使其固有頻率對應的轉速盡可能在傳動軸常用轉速范圍（1 000～2 000 r/min），轎車取下限[5]。

傳動軸及其中間支撐可以看作為一個單自由度振動系統(tǒng)，剛度越低隔振性越好。傳動軸中間支撐固有頻率計算公式是：

式中：f0——中間支撐固有頻率，Hz；

CR——中間支撐懸置的徑向剛度，N/mm；

m——中間支撐懸置承受的質量，kg。

此SUV的傳動軸中間支撐的徑向剛度為24 N/mm，中間支撐懸置承受的質量為6 kg，計算出固有頻率為10.07 Hz。圖3為中間支撐結構。

3.2 優(yōu)化方案

當在傳動軸中間支撐發(fā)生共振時，可采取的控制策略是改變中間支撐徑向剛度和懸置承受的質量。問題車的噪聲頻率為10～14 Hz，中間支撐固有頻率10.07 Hz，接近問題噪聲頻率。降低中間支撐徑向剛度和增加懸置承受質量改變中間支撐固有頻率，避開20～30 km/h的問題車速，但會加大共振發(fā)生時的振動幅值，不能真正避免振動噪聲產(chǎn)生，而且可能使振動失穩(wěn)。故優(yōu)化驗證方案是增加中間支撐徑向剛度，降低中間支撐懸置承受的質量，避免共振發(fā)生時產(chǎn)生噪聲。

3.3 方案驗證

3.3.1 中間支撐徑向剛度增加

分別制作中間支撐剛度為35 N/mm，45 N/mm，60 N/mm的樣件進行驗證，剛度為35 N/mm，45 N/mm的樣件在車速20～30 km/h附近仍然存在低頻噪聲。在剛度達到60 N/mm時，低頻噪聲消失，圖4為剛度變更前后傳動軸中間支撐振動小波分析數(shù)據(jù)對比。對裝配中間支撐剛度60 N/mm傳動軸的車輛進行振動測試，結果顯示座椅傳動軸1階振動增大。如圖5所示，剛度變更前后駕駛員座椅導軌Z方向振動頻譜數(shù)據(jù)對比。

此方案雖然將低頻噪聲消除，但在車速較高時座椅振動加大，使乘員感覺到不適，綜合效果較差。

3.3.2 降低中間支撐懸置承受的質量

優(yōu)化傳動軸中間等速萬向節(jié)連接結構，降低中間支撐懸置承受的質量。具體方案是將萬向節(jié)外圈直接焊接在軸管上并增加軸管長度，花鍵軸和中間支撐連成一體，取消萬向節(jié)和中間支撐的連接件、連接螺栓，圖6為優(yōu)化結構前后對比。優(yōu)化后，傳動軸質量降低了2.2 kg，中間支撐懸置承受的質量降低了1.7 kg，計算得出中間支撐固有頻率為11.9 Hz。

制作樣件并進行驗證，結構優(yōu)化后，在車速20～30 km/h范圍，低頻噪聲消除。對車輛進行車內(nèi)噪聲測試，數(shù)據(jù)顯示：傳動軸1階噪聲整體下降5 dB，圖7為質量降低前后車內(nèi)傳動軸1階噪聲數(shù)據(jù)對比。

2種方案均能避免噪聲的產(chǎn)生，對優(yōu)化方案進行更改成本、周期及驗證效果等方面的綜合對比分析，采用降低中間支撐懸置承受質量的方案整體效果較好，且不會引起其他關聯(lián)性問題。將優(yōu)化后的傳動軸結構進行工程化，優(yōu)化車輛噪聲。

4 結語

在某一車速時，傳動軸旋轉頻率達到中間支撐固有頻率而產(chǎn)生的共振無法避免，設計時使中間支撐固有頻率對應的轉速盡可能在傳動軸常用轉速范圍之內(nèi)，避免傳動軸共振引起NVH問題。

對于在中間支撐共振的傳動軸，可以通過改變傳動軸結構、降低傳動軸質量、調整中間支撐剛度等方法進行優(yōu)化，降低振動能量，消除因為共振產(chǎn)生的噪聲問題。