傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲實驗*

王媛文， 董大偉， 魯志文， 孫梅云 ， 閆 兵

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 成都，610031) (2.中國北車集團(tuán)唐山軌道客車有限責(zé)任公司 唐山，063035)

傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲實驗*

王媛文1， 董大偉1， 魯志文1， 孫梅云2， 閆 兵1

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 成都，610031) (2.中國北車集團(tuán)唐山軌道客車有限責(zé)任公司 唐山，063035)

針對前置后驅(qū)車低轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴聲問題，運(yùn)用傳遞路徑分析和模態(tài)實驗方法分析了車內(nèi)轟鳴聲的激振源、傳遞路徑和峰值產(chǎn)生的機(jī)理。激振力主要來源于主減速器輸入端的扭轉(zhuǎn)交變力矩，扭轉(zhuǎn)交變力矩以軸承支反力的形式作用于后橋上并傳遞至車內(nèi)。1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值都是多處共振綜合作用的結(jié)果，但是產(chǎn)生共振的結(jié)構(gòu)有所不同。提出了多種通過降低扭轉(zhuǎn)交變力矩的方式降低車內(nèi)噪聲的措施并進(jìn)行了綜合評價。對降噪效果較好的部分措施進(jìn)行了實驗驗證。實驗結(jié)果表明，該方法取得了較好的降噪效果，噪聲降低多達(dá)15 dB，為解決同類問題提供了新思路。

車內(nèi)轟鳴聲； 扭振； 傳遞路徑； 扭振減振器； 雙質(zhì)量飛輪

引 言

汽車的輕量化趨勢使得振動噪聲問題更為突出，同時隨著人類對舒適性要求的日益增長，也使得汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration and harshness, 簡稱NVH)問題日趨重要，車內(nèi)轟鳴聲是車內(nèi)噪聲問題的重要表現(xiàn)之一[1-2]，一直是汽車NVH研究的熱點(diǎn)。對于車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理的研究，目前主要采用傳遞路徑分析、相關(guān)性分析、模態(tài)分析及邊界元仿真等方法[3-5]，確定輻射噪聲的振動來源及峰值產(chǎn)生的原因，很好地解釋了車內(nèi)轟鳴聲的產(chǎn)生原因。車內(nèi)轟鳴聲的控制方法大多是從振動噪聲的傳遞路徑上進(jìn)行處理，如改進(jìn)車身結(jié)構(gòu)避免結(jié)構(gòu)與聲腔的耦合、改進(jìn)懸架、修改后橋結(jié)構(gòu)及后橋加裝動力吸振器等[1,6-12]，還有學(xué)者運(yùn)用主動控制技術(shù)控制車內(nèi)轟鳴聲[13-14]，都取得了較好的控制效果。

筆者針對前置后驅(qū)車低轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴聲問題，綜合運(yùn)用傳遞路徑和模態(tài)實驗方法，結(jié)合理論分析，研究引起車內(nèi)轟鳴聲的振動的傳遞路徑，并分析車內(nèi)噪聲激振力來源和峰值產(chǎn)生機(jī)理。在此基礎(chǔ)上，從控制車內(nèi)轟鳴聲激振力輸入的角度，提出多種通過降低傳動系扭轉(zhuǎn)交變力矩來降低車內(nèi)噪聲的降噪措施，并對其進(jìn)行綜合評價。

1 車內(nèi)低轉(zhuǎn)速轟鳴聲實驗分析

實驗車為一前置后驅(qū)微車。測試前對車內(nèi)噪聲進(jìn)行主觀評價，其結(jié)論為高檔位低轉(zhuǎn)速(1.1～1.5 kr/min)后排位置存在車內(nèi)轟鳴聲可能與傳動系扭振有關(guān)。為了排除路面激勵干擾，實驗選擇在消聲室內(nèi)聲學(xué)轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行。實驗工況為全油門加速，同時測量的數(shù)據(jù)包括動力傳動系扭振、傳動系殼體和車身線性振動以及車內(nèi)噪聲信號。由于數(shù)據(jù)較多，筆者以四檔為例給出相關(guān)數(shù)據(jù)的分析。扭振測量使用Mueller BBM扭振測試系統(tǒng)，線性振動和噪聲測量使用LMS測試系統(tǒng)。扭振信號的測點(diǎn)共4個，包括發(fā)動機(jī)飛輪端、變速器輸入端、變速器輸出端和主減速器輸入端。線性振動測點(diǎn)包括兩大部分：a.靠近旋轉(zhuǎn)軸系的各部件殼體上，共19個測點(diǎn)；b.位于車身上，共17個測點(diǎn)。車內(nèi)噪聲測點(diǎn)共5個，包括主駕、副駕、中排左側(cè)、中排右側(cè)以及后排中間。圖1為實驗測點(diǎn)布置圖。

圖1 實驗測點(diǎn)布置Fig.1 Layout of measuring points

圖2 車內(nèi)噪聲各測點(diǎn)聲壓曲線Fig.2 Interior noise sound pressure curves of each measuring point

圖2為車內(nèi)5個噪聲測點(diǎn)聲壓曲線?？梢钥闯?，低轉(zhuǎn)速范圍后排測點(diǎn)噪聲最嚴(yán)重，主要表現(xiàn)為整體幅值高于其他測點(diǎn)，且在1 102 r/min和1 515 r/min附近有明顯峰值。圖3為后排中測點(diǎn)階次分析曲線。可以看出，后排噪聲的主要成分是發(fā)動機(jī)二階，且兩個峰值處也是以發(fā)動機(jī)二階為主，對應(yīng)的頻率分別為36.7 Hz和50.5 Hz。結(jié)果表明，后排噪聲存在峰值與發(fā)動機(jī)激振力有關(guān)，且峰值頻率與轟鳴聲的頻率范圍特征相符(20～200 Hz)[1]?？梢猿醪脚袛?，該型車后排存在低轉(zhuǎn)速轟鳴聲問題，這與主觀評價的結(jié)論相符。

圖3 后排中測點(diǎn)階次曲線Fig.3 Order curve of rear middle measuring point

表1為各檔位50 Hz附近峰值頻率變化情況。其中，計算值是計算得到的傳動系扭振固有頻率，測試值是車內(nèi)噪聲實驗曲線上位于50 Hz附近的峰值頻率?？梢钥闯觯擃l率值隨著檔位變化，頻率值及其變化規(guī)律都與傳動系固有頻率計算值吻合，初步判斷1.5 kr/min附近峰值與傳動系扭振模態(tài)有關(guān)。

表1 各檔位50 Hz附近峰值頻率變化情況

2 車內(nèi)噪聲問題的產(chǎn)生機(jī)理

車內(nèi)噪聲的產(chǎn)生機(jī)理主要研究兩個問題：a.引起車內(nèi)噪聲的振動能量是如何傳遞至車內(nèi)的；b.問題轉(zhuǎn)速處峰值產(chǎn)生的原因。

2.1 傳遞路徑分析

根據(jù)初步結(jié)論，車內(nèi)低轉(zhuǎn)速轟鳴聲問題應(yīng)該為結(jié)構(gòu)振動引起，所以不考慮通過空氣傳播的路徑。車內(nèi)噪聲的結(jié)構(gòu)傳遞路徑主要有3條：路徑1，振動能量通過后懸架傳至車內(nèi)；路徑2，通過發(fā)動機(jī)懸置傳遞；路徑3，通過中間支撐傳遞。詳細(xì)路徑如圖4所示。

圖4 傳動系扭振到車內(nèi)噪聲的傳遞路徑Fig.4 Transfer paths from driveline torsional vibration to interior noise

傳遞路徑分析的基本原理是車內(nèi)噪聲水平等于各激勵源以工作載荷激勵時沿不同路徑傳遞到車內(nèi)能量的疊加，主要目的是分析能量在各傳遞路徑上的分布情況，即各路徑對目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)貢獻(xiàn)量的大小[5,15]。

對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量的分析中，激勵點(diǎn)主要包括動力總成3個懸置與車身的連接點(diǎn)(5個)、傳動軸中間支撐與車身連接點(diǎn)(2個)和后懸架與車身連接點(diǎn)(9個)，共16個(均為3個自由度)。參考點(diǎn)共35個，包括16個激勵點(diǎn)和19個靠近激勵點(diǎn)的參考點(diǎn)。車內(nèi)噪聲目標(biāo)點(diǎn)選擇車內(nèi)轟鳴聲問題最嚴(yán)重的后排測點(diǎn)。各目標(biāo)點(diǎn)的總響應(yīng)Pk×1寫成矩陣形式為

(1)

傳遞函數(shù)可以通過實驗測量獲得，而激勵的測量在很多情況下則不那么方便，此時需通過選擇參考點(diǎn)，通過激勵點(diǎn)和參考點(diǎn)之間的傳遞函數(shù)與參考點(diǎn)的響應(yīng)計算得到，如式(2)所示。

(2)

根據(jù)式(1)和式(2)對實驗數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，得到后排目標(biāo)點(diǎn)合成噪聲曲線，并與直接測得的噪聲曲線進(jìn)行對比，如圖5所示。可以看出，在低頻范圍內(nèi)合成效果較好，尤其在1 102 r/min和1 515 r/min兩個問題轉(zhuǎn)速附近合成較為準(zhǔn)確(誤差在1 dB以內(nèi))，說明傳遞路徑分析結(jié)果可信。圖6為后排噪聲貢獻(xiàn)量分析色譜圖?？梢钥闯?，對后排測點(diǎn)噪聲貢獻(xiàn)量較大的幾個激勵點(diǎn)為左側(cè)下擺臂x向、右側(cè)拉桿x向、左側(cè)穩(wěn)定桿z向和右側(cè)彈簧x向，這些點(diǎn)均屬于路徑1中后橋懸架與車身連接點(diǎn)的x和z方向。結(jié)果表明，由傳動系扭振向車內(nèi)傳遞的主要途徑應(yīng)為路徑1，即通過后橋傳遞至車內(nèi)。

圖5 后排噪聲2諧次合成曲線與實測曲線對比Fig.5 Comparison of synthetic and measured curve of rear measuring point in order 2

圖6 后排噪聲2諧次貢獻(xiàn)量分析Fig.6 Noise contribution analysis of rear measuring point in order 2

2.2 車內(nèi)噪聲機(jī)理分析

為了進(jìn)一步分析1 102 r/min和1 515 r/min附近車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理，對路徑1上各節(jié)點(diǎn)測點(diǎn)的響應(yīng)特性進(jìn)行分析。圖7為傳遞路徑上各節(jié)點(diǎn)處線性振動響應(yīng)(由于測點(diǎn)較多，只列舉出幅值較大的測點(diǎn))。圖8為傳遞路徑上各節(jié)點(diǎn)處模態(tài)分析結(jié)果。表2為傳遞路徑上各節(jié)點(diǎn)固有特性和峰值頻率特性統(tǒng)計表。

從圖7和表2可以看出，各測點(diǎn)響應(yīng)均以發(fā)動機(jī)2階為主。主減速器輸入端扭振響應(yīng)中，1 515 r/min附近存在峰值，幅值為2.30 rad/s，峰值頻率為51.57 Hz。動力傳動系扭振自由振動計算結(jié)果表明，在50.47 Hz存在扭振固有頻率，如圖8(a)所示，因此傳動系在1 515 r/min附近的峰值為傳動系扭振共振產(chǎn)生。另外，在1 102 r/min附近沒有峰值，幅值為3.63 rad/s，比1 515 r/min附近共振峰幅值還大，扭振亦較為劇烈。如果將主減速器輸入軸看成剛體，對其做受力分析，則傳動系較大的扭轉(zhuǎn)交變力矩會通過齒輪嚙合力反作用力的形式表現(xiàn)在主減速器輸入軸的軸承上，即強(qiáng)烈的扭振會進(jìn)一步引起后橋的振動。

從圖7(b)和表2可以看出，驅(qū)動橋殼體振動在1 102 r/min附近和1 873 r/min附近存在明顯峰值，峰值附近響應(yīng)較大的自由度均為x和z方向。其中，1 873 r/min已經(jīng)超出了車內(nèi)轟鳴聲問題需要考慮的轉(zhuǎn)速范圍，此處不予分析，而1 102 r/min附近的峰值頻率為37.02 Hz。后橋模態(tài)計算結(jié)果表明，存在38.14 Hz的俯仰模態(tài)(xOz平面內(nèi)轉(zhuǎn)動自由度的模態(tài))，與x和z方向響應(yīng)較大相吻合，如圖8(b)所示，因此1 102 r/min附近峰值是由于后橋俯仰模態(tài)共振產(chǎn)生，響應(yīng)較大方向為x與z方向。在1 515 r/min附近，沒有峰值，故幅值為1.01g(62.38 mm/s)。從結(jié)果看，后橋設(shè)計已經(jīng)避開了傳動系1 515 r/min(50.47 Hz)的共振頻率，沒有進(jìn)一步放大振動，但是該轉(zhuǎn)速處振動幅值較大，已經(jīng)屬于D級，易引起車身連接點(diǎn)的振動。

圖7 傳遞路徑上各節(jié)點(diǎn)處振動響應(yīng)Fig.7 Vibration response of each node on the transfer path

圖8 傳遞路徑上各節(jié)點(diǎn)處模態(tài)分析結(jié)果Fig.8 Modal analysis result of each node on the transfer path

傳遞路徑節(jié)點(diǎn)名稱測點(diǎn)名稱1102r/min1515r/min主要階次幅值峰值頻率/Hz主要階次幅值峰值頻率/Hz固有頻率/Hz傳動系扭振/(rad.s-1)主減速器輸入端23.6322.3051.5750.47驅(qū)動橋殼體/g驅(qū)動橋前端z向22.7337.0221.0138.14懸架車身連接點(diǎn)/g后右下擺臂車身處z向20.2136.72后右下擺臂車身處y向20.1349.82頂棚前z向21.1937.1023～41車身板件/g左后門y向20.7153.3150右后門y向20.6854.8350車內(nèi)噪聲/Pa后排中20.07736.7320.1450.5

從圖7(c)和表2可以看出，懸架車身連接處各測點(diǎn)中，多個測點(diǎn)在1 102 r/min附近存在峰值，峰值頻率為36.72 Hz，其中以后右下擺臂車身處z向最大，幅值為0.21g，比驅(qū)動橋殼體上的振動小了一個數(shù)量級，說明懸架在該頻率下發(fā)揮了較好的減振效果，但共振的特征仍然存在。1 515 r/min附近則只有后右下擺臂車身y向表現(xiàn)出明顯的共振峰值，峰值頻率為49.82Hz。兩處較大的峰值易進(jìn)一步引起車身板件振動。

從圖7(d)和表2可以看出，車身板件測點(diǎn)中，多個測點(diǎn)在1 102 r/min附近存在峰值，峰值頻率為37.10 Hz，其中以頂棚z向最為明顯，幅值為1.19g，較懸架車身連接點(diǎn)處的幅值增大了一個數(shù)量級，振動被放大。頂棚的掃頻實驗結(jié)果表明，在23～41 Hz范圍存在明顯的共振區(qū)域，如圖8(c)所示，頂棚1 102 r/min附近峰值是頂棚共振進(jìn)一步放大了振動響應(yīng)所致，這也是導(dǎo)致后排噪聲測點(diǎn)1 102 r/min處出現(xiàn)較大峰值的直接原因。1 515 r/min附近峰值較為明顯的是左后門y向和右后門y向，峰值頻率分別為53.31 Hz和54.83 Hz，幅值分別為0.71g和0.68g，較懸架車身連接點(diǎn)處的幅值增大了數(shù)倍，振動被放大。左右后門掃頻實驗結(jié)果表明，左右后門存在較明顯的50 Hz固有頻率，如圖8(d)和圖8 (e)所示，因此左右后門處1 515 r/min附近的峰值是由于左右后門的共振引起，這也是導(dǎo)致后排噪聲測點(diǎn)1 515 r/min處出現(xiàn)較大峰值的直接原因。

綜上所述，1 102 r/min和1 515 r/min附近車內(nèi)轟鳴聲的能量來源和傳遞過程均為：發(fā)動機(jī)2階交變力矩傳遞至主減速器處，通過齒輪嚙合力反作用力的形式作用在后橋上，再經(jīng)過懸架車身連接點(diǎn)傳遞至車身板件，最后向車內(nèi)輻射噪聲。在傳遞過程中，二者峰值形成的原因不同。

1) 1 102 r/min(36.73 Hz)處首先是后橋共振，放大了振動強(qiáng)度，經(jīng)由懸架減振后幅值得到較大改善，但是峰值特性沒有改變，傳遞至車頂棚，再次引起頂棚共振，最終形成了1 102 r/min處的峰值。

2) 1 515 r/min(50.50 Hz)處首先是傳動系扭轉(zhuǎn)共振，產(chǎn)生較大的扭轉(zhuǎn)交變力矩，后橋設(shè)計避開了50.50 Hz的固有頻率，沒有進(jìn)一步放大振動強(qiáng)度，經(jīng)由懸架減振后幅值得到較大改善，但是其峰值特性仍然存在，傳遞至左右后門處，再次引起左右后門共振，最終形成了1 515 r/min處的峰值。

3 降噪措施研究

根據(jù)車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理，可采用的降噪措施有3類：a.對車身等共振環(huán)節(jié)重新進(jìn)行模態(tài)匹配，避開問題轉(zhuǎn)速；b.在傳遞路徑上進(jìn)行隔離；c.減小系統(tǒng)的激振力輸入。由于1 102 r/min和1 515 r/min兩個峰值產(chǎn)生的機(jī)理不相同，筆者選擇減小激振力輸入的方式來降低車內(nèi)噪聲。結(jié)合傳遞路徑分析結(jié)果，對于整車線性振動系統(tǒng)，主減速器輸入端的扭轉(zhuǎn)交變力矩即為其激振力。只要降低主減速器輸入端扭轉(zhuǎn)交變力矩，即可減小線性振動系統(tǒng)的激勵輸入，從而改善車內(nèi)噪聲。

減小主減速器輸入端交變扭矩的方法可分為兩類：a.對動力傳動系扭振系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化；b.對動力傳動系加裝扭振減振裝置。

3.1 扭振系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

對動力傳動系扭振系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行靈敏度分析，確定離合器剛度和半軸剛度對第5階扭振模態(tài)(50.47 Hz)靈敏度較大。對二者進(jìn)行多次調(diào)整計算后，將離合器剛度由原來的874.9 Nm/rad減小至600 Nm/rad，考慮到強(qiáng)度要求，半軸剛度的調(diào)整減小35%(強(qiáng)度要求的最小值)。

圖9為減小離合器剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。可以看出，減小離合器剛度，1 515 r/min附近峰值向左移，主減速器輸入端交變力矩和扭振幅值都有所下降；但是峰值左移，使得1 102 r/min附近扭矩沒有得到改進(jìn)。

圖9 減小離合器剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.9 Before and after reducing clutch stiffness, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

圖10為減小半軸剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線?？梢姡瑴p小半軸剛度后，主減速器輸入端交變扭矩在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)都有明顯減小，但小于1 500 r/min時，扭振幅值變大，扭振惡化。

圖10 減小半軸剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.10 Before and after reducing axle stiffness, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

綜上所述，優(yōu)化扭振系統(tǒng)參數(shù)對減小主減速器輸入端交變扭矩的作用有限，且有一定的負(fù)面影響。

3.2 加裝扭振減振裝置

為減小主減速器輸入端的交變扭矩，采用加裝阻尼彈性扭振減振器(torsional vibration damper，簡稱TVD)和換裝雙質(zhì)量飛輪兩個措施。

圖11 加裝TVD前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.11 Before and after installing TVD, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

由于1 515 r/min處的車內(nèi)噪聲問題最嚴(yán)重，所以在TVD設(shè)計時，針對1 515 r/min，50.47 Hz共振點(diǎn)進(jìn)行減振器匹配，同時兼顧1 102 r/min問題，使調(diào)整后的模態(tài)頻率避開36.73 Hz。在設(shè)計TVD時，將原系統(tǒng)簡化成單質(zhì)量扭擺，當(dāng)量慣量Id=0.020 24 kg·m2。設(shè)計中慣量比μ=0.3，最佳定調(diào)比ν=1/(1+μ)=0.769 23，減振器慣量Ij=0.006 07 kg·m2，剛度kj=277.85 Nm/rad，阻尼系數(shù)為δj=0.915 Nms/rad。

圖11為加裝TVD前后主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線?？梢钥闯觯? 000～2 200 r/min范圍，主減速器輸入端扭轉(zhuǎn)交變力矩和扭振幅值都有較明顯的下降，大大改善了1 515 r/min附近的車內(nèi)噪聲激振力，對1 102 r/min附近的車內(nèi)噪聲激振力改善相對較小。但在1 000 r/min以下，交變力矩和扭振幅值都有所增加，惡化了扭振和車內(nèi)噪聲激振力，且該轉(zhuǎn)速仍然位于怠速以上，可能造成新的車內(nèi)噪聲。結(jié)果表明，加TVD對1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值的激振力都有改善效果，但在1 000 r/min轉(zhuǎn)速以下會有一定的惡化。

圖12 加裝DMF前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.12 Before and after installing DMF, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

雙質(zhì)量飛輪(dual mass flywheel，簡稱DMF)能夠很好地降低傳動系的扭振，應(yīng)用文獻(xiàn)[16]方法設(shè)計雙質(zhì)量飛輪相關(guān)參數(shù)。發(fā)動機(jī)原飛輪質(zhì)量為0.076 kg·m2，選取慣量比If1/If2=0.81，則第1飛輪慣量為0.034 kg·m2，第2飛輪慣量為0.042 kg·m2。該車最大轉(zhuǎn)矩Memax=150 Nm，極限共振轉(zhuǎn)矩Mj一般為(1.5～2)Memax，取Mj=1.6Memax。DMF的極限工作轉(zhuǎn)角θmax一般為40°～60°，取θmax=50°。若已知臨界轉(zhuǎn)角θc=8°，則DMF的剛度KDMF=Mj/(θmax-θc)=5.71 Nm/(°)。目前，普遍采用的黏性阻尼器和干摩擦阻尼器的阻尼值一般為0.03～0.15 Nms/(°)，取CDMF=0.1 Nms/(°)。圖12為換裝DMF前后主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。由圖可知，在800～2 200 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值都有明顯下降，大大改善了1 515 r/min和1 102 r/min附近的車內(nèi)噪聲激振力。小于800 r/min范圍，交變扭矩和扭振幅值都有所增加，但該轉(zhuǎn)速已經(jīng)位于怠速以外。結(jié)果表明，DMF能夠很好地改善1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值的激振力的激振力輸入和扭振響應(yīng)，效果優(yōu)于加裝TVD。

綜合上述降噪措施，優(yōu)化扭振系統(tǒng)參數(shù)效果有限，負(fù)面影響較大。加裝TVD和換裝DMF對1 102 r/min和1 515 r/min兩處車內(nèi)噪聲激振力都有改善效果，TVD在1 000 r/min以下會使扭振和車內(nèi)噪聲激振力增加，而DMF將負(fù)面影響的轉(zhuǎn)速移到怠速以外，改善效果也更明顯。

4 降噪效果實驗

針對加裝TVD和換裝DMF兩種效果較明顯的措施，對降噪效果進(jìn)行實驗驗證。圖13為加裝TVD前后車內(nèi)噪聲曲線。可以看出，加裝TVD之后，1 515 r/min附近噪聲有較大改善，1 102 r/min附近噪聲反而有所增加，高轉(zhuǎn)速噪聲下降明顯，低轉(zhuǎn)速噪聲有所增加，這與圖11所示的傳動系扭振計算結(jié)果吻合。使得車內(nèi)噪聲增加的轉(zhuǎn)速小于1 250 r/min，而傳動系扭振結(jié)果小于1 000 r/min，這點(diǎn)不完全吻合，主要原因是實驗用的TVD參數(shù)未能完全達(dá)到設(shè)計要求。

圖13 加裝TVD前后車內(nèi)噪聲曲線Fig.13 Before and after installing TVD, interior noise level curve

圖14為換裝DMF前后車內(nèi)噪聲曲線?？梢姡谡麄€轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)車內(nèi)噪聲都明顯改善，尤其在1 102 r/min和1 515 r/min附近車內(nèi)噪聲下降明顯，多達(dá)15 dB且峰值特征基本被消除。車內(nèi)噪聲幅值和峰值變化情況與圖12所示的扭振變化規(guī)律完全吻合。

圖14 換裝DMF前后車內(nèi)噪聲曲線Fig.14 Before and after installing DMF, interior noise level curve

綜上所述，加裝TVD和換裝DMF之后扭轉(zhuǎn)交變力矩變小，車內(nèi)噪聲也變小且交變扭矩和車內(nèi)噪聲的幅值和峰值變化規(guī)律相同，計算與實驗結(jié)果吻合較好。這說明車內(nèi)噪聲的激振力確實來源于主減速器輸入端的扭矩，車內(nèi)噪聲由動力傳動系扭轉(zhuǎn)振動引起。改進(jìn)效果也證明了本研究分析得到的車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理的正確性。

5 結(jié) 論

1) 該型車車內(nèi)轟鳴聲最嚴(yán)重的位置為后排中測點(diǎn)，1 102 r/min(36.73 Hz)峰值是由于后橋和頂棚兩次共振放大引起；1 515 r/min(50.50 Hz)峰值是由于傳動系扭振和左右后車門兩次共振放大引起。

2) 車內(nèi)轟鳴聲激振力來源于傳動系扭轉(zhuǎn)交變力矩。傳遞路徑為扭轉(zhuǎn)交變力矩以主減速器齒輪嚙合力反力的形式作用在后橋上，然后傳遞至懸架車身連接點(diǎn)，最終由車身板件輻射噪聲。

3) 減小傳動系扭轉(zhuǎn)交變力矩可以有效解決車內(nèi)轟鳴聲問題。主減速器輸入端扭轉(zhuǎn)交變力矩減小，車內(nèi)噪聲也減小，且扭振交變扭矩和車內(nèi)噪聲的幅值和峰值變化規(guī)律相同。

4) 綜合分析各種扭振減振措施的減振效果并給出綜合評價，加裝減振裝置比優(yōu)化傳動系參數(shù)效果好，換裝雙質(zhì)量飛輪效果最好。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.01.026

??基金資助項目(51275426)

2014-07-09；修回日期：2014-08-29

U467.1+1; TH113．1

王媛文，男，1984年5月生，博士研究生。主要研究方向為汽車動力傳動系扭振控制。曾發(fā)表《傳感器工作間隙對內(nèi)燃機(jī)瞬時轉(zhuǎn)速測量的影響機(jī)理及規(guī)律》(《內(nèi)燃機(jī)學(xué)報》2014年第5期)等論文。

E-mail：wywqsr1984517@163.com

閆兵，男，1964年11月生，教授。主要研究方向為機(jī)械設(shè)備振動計算、測試、控制及故障診斷。

E-mail：yanbingwd@163.com