汽車(chē)傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型的建立及驗(yàn)證

黃豐云，宋鵬程

（武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖北 武漢 430070）

1 引言

隨著汽車(chē)工業(yè)的高速發(fā)展，人們對(duì)車(chē)輛性能及舒適性的要求不斷提高，作為汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)與驅(qū)動(dòng)輪之間的動(dòng)力傳遞系統(tǒng)，傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)直接影響汽車(chē)的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（noise，vibration，harshness，NVH）性能。所以，建立精確的傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析模型，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的匹配設(shè)計(jì)及后期解決傳動(dòng)系扭振問(wèn)題具有重大意義。目前，傳動(dòng)系扭振理論模型的建立，主要有集中參數(shù)模型、分布參數(shù)模型等[1]，集中參數(shù)模型將軸系分為若干個(gè)集中質(zhì)量，質(zhì)量間由彈性系統(tǒng)連接，便于分析計(jì)算系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)特性，其形式簡(jiǎn)單，應(yīng)用廣泛，但目前廣泛采用的集中質(zhì)量法[2-4]，沒(méi)有考慮傳動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)輸入、輸出軸不等速特性及主減齒輪嚙合剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響，建模過(guò)程過(guò)于簡(jiǎn)化；分布參數(shù)模型采用連續(xù)分布的參數(shù)來(lái)構(gòu)造軸系模型，其對(duì)軸系的描述更為精確，但多用偏微分方程，求解困難[5]；計(jì)算機(jī)虛擬仿真技術(shù)在傳動(dòng)系扭振分析上的應(yīng)用也較廣泛，但其具有一定的失真度；試驗(yàn)技術(shù)[6]雖能迅速找出問(wèn)題并提出相應(yīng)的解決方案，但無(wú)法在整車(chē)設(shè)計(jì)之初對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行相關(guān)試驗(yàn)研究以避免可能出現(xiàn)的問(wèn)題，且需制造相應(yīng)試驗(yàn)樣件，增加了開(kāi)發(fā)時(shí)間及成本。而對(duì)于傳動(dòng)系存在的扭振問(wèn)題，目前也提出了較多有效的解決辦法，使用雙質(zhì)量飛輪以隔離發(fā)動(dòng)機(jī)本身扭振波動(dòng)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的影響；在傳動(dòng)系統(tǒng)適當(dāng)位置增加扭轉(zhuǎn)減振器以減小相應(yīng)頻率下的傳動(dòng)系扭振響應(yīng)等。

某公司MPV（Multi-Purpose Vehicles）車(chē)型存在車(chē)內(nèi)噪聲過(guò)大引起的乘客抱怨問(wèn)題，根據(jù)以往經(jīng)驗(yàn)，初步判定由傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致，以此為背景，建立綜合考慮萬(wàn)向節(jié)不等速特性及后橋齒輪嚙合剛度的傳動(dòng)系集中參數(shù)數(shù)學(xué)模型，對(duì)其進(jìn)行相關(guān)的研究分析。

2 傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型的建立

前置后驅(qū)汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中，發(fā)動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源將扭矩傳遞至離合器、變速箱，再通過(guò)傳動(dòng)軸、后橋到達(dá)驅(qū)動(dòng)輪。由于組成傳動(dòng)系統(tǒng)各個(gè)總成的零件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，分布參數(shù)模型求解困難，因此根據(jù)集中參數(shù)法的等效原則，建立易于數(shù)值求解的傳動(dòng)系集中參數(shù)扭振模型。所研車(chē)型采用三軸式手動(dòng)變速箱，建立3檔傳動(dòng)系扭振模型進(jìn)行扭振分析。變速箱3檔動(dòng)力傳遞途徑，如圖1所示。

圖1 變速箱齒輪嚙合狀態(tài)Fig.1 Gear Meshing State of Gearbox

由于變速箱嚙合齒輪間剛度較大，故嚙合齒輪對(duì)之間可視作剛體，基于集中質(zhì)量等效原則，根據(jù)動(dòng)力傳遞途徑將變速箱劃分成4個(gè)當(dāng)量集中慣量，如圖1所示。分別為J1～4，其中，J1包含飛輪及離合器的等效集中慣量。集中慣量間的扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼分別為 K1～3、C1～3。階梯軸可視為串聯(lián)軸系，軸的扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼計(jì)算公式如下。

軸的扭轉(zhuǎn)剛度按式（1）進(jìn)行求解[7]：

軸的扭轉(zhuǎn)阻尼按式（2）進(jìn)行求解[7]：

式中：K—扭轉(zhuǎn)剛度；G—軸管剪切模量；Ip—極慣性矩；L—軸的長(zhǎng)度；D—軸的外徑；d—軸的內(nèi)徑；C—軸的扭轉(zhuǎn)阻尼；ζ—阻尼系數(shù)，一般為 0.005-0.075，這里取 0.05；Ja、Jb—軸類零件兩端的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

串聯(lián)軸系的扭轉(zhuǎn)剛度可按式（3）進(jìn)行求解：

式中：k—串聯(lián)軸系等效剛度；k1～n—各軸段的扭轉(zhuǎn)剛度。

所研車(chē)型傳動(dòng)系的傳動(dòng)軸、主減速器及半軸等的布置方式，如圖2所示。

圖2 傳動(dòng)系布置方式Fig.2 Layout of Driveline System

根據(jù)所研車(chē)型傳動(dòng)軸及后橋的布置方式，根據(jù)集中質(zhì)量法等效原則，將復(fù)雜系統(tǒng)進(jìn)行一定的離散簡(jiǎn)化，建立傳動(dòng)系扭振分析模型，如圖3所示。

圖3 傳動(dòng)系扭振模型Fig.3 Model of Torsional Vibration of Driveline System

依據(jù)拉格朗日建模理論，忽略傳動(dòng)系的扭矩?fù)p失，建立傳動(dòng)系統(tǒng)的純扭轉(zhuǎn)數(shù)學(xué)模型，如式（4）所示：

式中：K1～4—變速箱系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J5～8—傳動(dòng)軸向兩端萬(wàn)向節(jié)離散等效后繞各自軸線的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；J9～12—主動(dòng)齒輪、被動(dòng)齒輪（含差速器總成）、半軸（含輪轂及車(chē)身）繞其軸線的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；θ1～12、θ˙1～12、θ¨1～12—各慣量的扭轉(zhuǎn)位移、角速度、角加速度；K1～3、C1～3—變速箱各質(zhì)量點(diǎn)間的等效扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼；K4～5、C4～5—傳動(dòng)軸各質(zhì)量點(diǎn)間的等效扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼；kn（t）、Cn（t）—主被齒輪副時(shí)變扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼；K6～7、C6～7—半軸等效扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼；T1發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩；T8～9加載在半軸輪轂上的等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

根據(jù)式（4），得矩陣形式的扭振動(dòng)力學(xué)方程：

式中：J—等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣；C—等效阻尼矩陣；K—等效剛度矩陣；T—扭矩矢量矩陣；θ、θ˙、θ¨—角位移、角速度、角加速度向量。

由于十字萬(wàn)向節(jié)軸間夾角的存在，導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)輸入、輸出軸存在非等速性。傳動(dòng)系傳遞動(dòng)力達(dá)到穩(wěn)定時(shí)，其傳動(dòng)軸各萬(wàn)向節(jié)軸間的轉(zhuǎn)角關(guān)系[7]如下：

式中：α1～3—各萬(wàn)向節(jié)輸入、輸出軸間夾角。

不考慮萬(wàn)向節(jié)傳遞過(guò)程中的扭矩?fù)p失時(shí)，各節(jié)軸間的轉(zhuǎn)矩關(guān)系式為：

聯(lián)立式（5）至式（7），可對(duì)建立的傳動(dòng)系扭振模型進(jìn)行數(shù)值求解。

3 傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型的求解

3.1 傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型的參數(shù)確定

數(shù)值求解前，需確定等效模型中的各個(gè)參數(shù)。將傳動(dòng)系模型導(dǎo)入U(xiǎn)G軟件，通過(guò)UG計(jì)算出各部件繞回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；根據(jù)模型相關(guān)物理參數(shù)，通過(guò)式（1）～式（3）可得出各集中質(zhì)量點(diǎn)間的扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼值。后橋主、被動(dòng)齒輪間線性嚙合剛度km[8]：

式中：zv1、xn1—主動(dòng)齒輪的當(dāng)量齒數(shù)、變位系數(shù)；zv2、xn2—被動(dòng)齒輪的當(dāng)量齒數(shù)、變位系數(shù)。

齒輪的扭轉(zhuǎn)平均嚙合剛度kn[9]：

式中：ra、rb—主、被齒輪節(jié)圓半徑。

由于齒輪副實(shí)際嚙合過(guò)程中，其嚙合剛度存在較為顯著的時(shí)變特征，可使用傅里葉級(jí)數(shù)將嚙合剛度進(jìn)行展開(kāi)，表示為[8]：

式中：kn（t）—齒輪副時(shí)變扭轉(zhuǎn)剛度；δi—齒輪副嚙合剛度i階波動(dòng)系

數(shù)；ω—齒輪副嚙合頻率；φi—齒輪副動(dòng)態(tài)嚙合剛度初相位。

考慮到所研車(chē)型采用直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，其發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩存在波動(dòng)且以2階主諧量激振扭矩為主要激振扭矩[10]，將輸出扭矩設(shè)定為：

式中：T0—發(fā)動(dòng)機(jī)平均輸出扭矩；δ—轉(zhuǎn)矩波動(dòng)系數(shù)；ω—發(fā)動(dòng)機(jī)輸出角速度。

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)在經(jīng)過(guò)變速器、主減速器后轉(zhuǎn)速會(huì)發(fā)生相應(yīng)改變，將傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為集中參數(shù)系統(tǒng)后，系統(tǒng)參數(shù)需轉(zhuǎn)化為扭振特性不變的歸一化當(dāng)量系統(tǒng)參數(shù)，當(dāng)量系統(tǒng)參數(shù)，如表1所示。其中，慣量、剛度及阻尼參數(shù)的單位分別為 kg·m2、N·m/rad、N·s·m/rad。

表1 傳動(dòng)系扭振模型當(dāng)量參數(shù)Tab.1 Parameter of Equivalent Torsional Vibration Model of Transmission System

3.2 傳動(dòng)系扭振模型的數(shù)值求解

當(dāng)不考慮傳動(dòng)軸軸間夾角及嚙合剛度的時(shí)變特性時(shí)，基于傳動(dòng)系扭振動(dòng)力學(xué)方程，帶入相關(guān)參數(shù)，對(duì)式（5）進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算，得到3檔傳動(dòng)系扭振固有頻率，如表2所示。

表2 傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率Tab.2 Natural Frequency of Transmission System

由表2可得傳動(dòng)系統(tǒng)存在54.7Hz的扭振模態(tài)，剛好處于所研車(chē)型常用轉(zhuǎn)速的激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，進(jìn)一步可得傳動(dòng)系統(tǒng)階次跟蹤，如圖4所示。圖中的豎線為傳動(dòng)系統(tǒng)的各階扭振固有頻率，斜線代表發(fā)動(dòng)機(jī)各階次簡(jiǎn)諧扭矩激勵(lì)，從圖中可以看出，在（1500～1800）r/min轉(zhuǎn)速段，傳動(dòng)系統(tǒng)的3階扭振固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)存在交點(diǎn)，即傳動(dòng)系統(tǒng)有很大可能受到發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)作用而產(chǎn)生共振，從而導(dǎo)致該車(chē)型特定轉(zhuǎn)速段出現(xiàn)轟鳴聲進(jìn)而引起乘客抱怨問(wèn)題。

圖4 傳動(dòng)系統(tǒng)階次圖Fig.4 Order Diagram of Transmission System

由于傳動(dòng)軸軸間存在夾角及齒輪副嚙合剛度存在時(shí)變特性，為進(jìn)一步研究傳動(dòng)系扭振響應(yīng)，載入發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力，通過(guò)Runge-Kutta（龍格-庫(kù)塔）數(shù)值解法，對(duì)建立的傳動(dòng)系扭振模型進(jìn)行數(shù)值求解，得到當(dāng)量系統(tǒng)各個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的轉(zhuǎn)角、角速度及角加速度，對(duì)其進(jìn)行速比還原，可得到實(shí)際系統(tǒng)各個(gè)慣量處的扭振響應(yīng)?？紤]齒輪副嚙合剛度一階諧波和所研車(chē)型軸間夾角影響，發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)下，轉(zhuǎn)速為1500r/min時(shí)驅(qū)動(dòng)后橋輸入處扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)，如圖5所示。研究相同動(dòng)態(tài)激勵(lì)下，不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)系扭振波動(dòng)，考慮變速箱輸出及后橋輸入處扭振響應(yīng)較大且后期測(cè)點(diǎn)安裝較方便，以變速箱輸出及驅(qū)動(dòng)橋輸入處扭轉(zhuǎn)角位移幅值為扭振評(píng)價(jià)指標(biāo)，得到系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)幅值，如圖6所示。

圖5 后橋輸入處扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)Fig.5 Torsional Angular Displacement Response at the Rear Axle Input

圖6 不同轉(zhuǎn)速扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)幅值Fig.6 Amplitude of Torsional Angular Displacement Response at Different Rotational Speeds

從圖6可以得出，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速位于1700r/min左右時(shí)，扭轉(zhuǎn)角位移出現(xiàn)明顯峰值，傳動(dòng)系出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振現(xiàn)象，峰值轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的二階激勵(lì)頻率約56.7Hz，此處剛好對(duì)應(yīng)主觀評(píng)價(jià)中車(chē)內(nèi)噪聲過(guò)大的轉(zhuǎn)速段。由此說(shuō)明該問(wèn)題車(chē)型車(chē)內(nèi)轟鳴聲過(guò)大引起的抱怨問(wèn)題主要由傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致，可以采用治理扭振的方法對(duì)其進(jìn)行治理。此外，峰值轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的頻率值與系統(tǒng)3階固有頻率值雖十分接近，但也存在一定的差別，說(shuō)明萬(wàn)向節(jié)的不等速特性及嚙合剛度的時(shí)變特性對(duì)傳動(dòng)系的扭振頻率具有一定的影響，在實(shí)際分析時(shí)，不應(yīng)忽略。

4 優(yōu)化方案的提出

對(duì)于已經(jīng)量產(chǎn)的上市車(chē)型，綜合生產(chǎn)成本及操作的方便性的考慮，在傳動(dòng)系后橋輸入端增加扭轉(zhuǎn)減振器，將適當(dāng)?shù)母郊討T量、剛度引入傳動(dòng)系統(tǒng)中，改變其固有動(dòng)態(tài)特性，從而抑制傳動(dòng)系特定轉(zhuǎn)速段的扭振，以減小車(chē)內(nèi)轟鳴聲。根據(jù)扭振減振器質(zhì)量設(shè)計(jì)一般原則[8]，設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器的慣量I=0.04kg·m2，則根據(jù)系統(tǒng)固有頻率公式f=（1/2π）·及共振頻率約為57Hz，可得所設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)減振器剛度K=5125.41N·m/rad。在傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模型中增加扭轉(zhuǎn)減振器分支，根據(jù)式（9），計(jì)算增加扭轉(zhuǎn)減振器后的系統(tǒng)扭振響應(yīng)，得到安裝扭轉(zhuǎn)減振器后不同轉(zhuǎn)速下的變速箱輸出及后橋輸入處扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)幅值，如圖7所示。對(duì)比圖6、圖7，可以看出安裝扭轉(zhuǎn)減振器后，各轉(zhuǎn)速下扭轉(zhuǎn)角位移幅值基本都有所降低，尤其在出現(xiàn)扭振峰值的（1500～1800）r/min轉(zhuǎn)速段表現(xiàn)明顯。表明所設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)減振器能有效減小傳動(dòng)系扭振響應(yīng)幅值。

圖7 安裝TVD后各轉(zhuǎn)速下扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)幅值Fig.7 Amplitude of Torsional Angular Displacement Response of Different Rotational Speeds after Installation of TVD

5 理論模型及優(yōu)化方案的驗(yàn)證

為驗(yàn)證理論分析的正確性及優(yōu)化方案的可行性，對(duì)該車(chē)型傳動(dòng)系進(jìn)行扭振試驗(yàn)，在傳動(dòng)軸前端及后橋輸入處布置測(cè)點(diǎn)，扭轉(zhuǎn)減振器安裝位及現(xiàn)場(chǎng)測(cè)點(diǎn)安裝，如圖8所示。采用緩油門(mén)加速工況，利用LMS Testlab系統(tǒng)對(duì)安裝扭轉(zhuǎn)減振器前后的傳動(dòng)系分別進(jìn)行緩油門(mén)加速扭振測(cè)試。在對(duì)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速監(jiān)控中發(fā)現(xiàn)，原車(chē)后橋輸入處轉(zhuǎn)速的上升是非線性的，轉(zhuǎn)速存在較嚴(yán)重的扭振現(xiàn)象。通過(guò)對(duì)扭振試驗(yàn)數(shù)據(jù)階次處理后，得到安裝扭轉(zhuǎn)減振器前后的變速箱輸出及后橋輸入處2階扭振響應(yīng)，如圖9所示。

圖8 扭轉(zhuǎn)減振器安裝位及現(xiàn)場(chǎng)測(cè)點(diǎn)Fig.8 Installation Position of Torsional Damper and Measuring Point

圖9 優(yōu)化前后不同轉(zhuǎn)速扭轉(zhuǎn)角位移響應(yīng)幅值Fig.9 Amplitude of Torsional Angular Displacement Response of Different Rotational Speeds Before and After Optimization

由圖9可以看出，在轉(zhuǎn)速1687r/min附近時(shí)，傳動(dòng)系扭振角位移響應(yīng)較大，出現(xiàn)明顯的扭振現(xiàn)象，與理論計(jì)算結(jié)果一致。將試驗(yàn)曲線與受迫振動(dòng)響應(yīng)的計(jì)算曲線對(duì)比，理論計(jì)算曲線與試驗(yàn)值在幅值上雖有一定的差別，但變化趨勢(shì)一致，尤其在重點(diǎn)關(guān)注的傳動(dòng)系共振轉(zhuǎn)速段，峰值轉(zhuǎn)速基本相同。表明所建立的綜合考慮齒輪時(shí)變嚙合剛度及萬(wàn)向節(jié)不等速特性的傳動(dòng)系扭振模型是正確的，是符合實(shí)際的，可利用該模型對(duì)傳動(dòng)系扭振問(wèn)題展開(kāi)相應(yīng)研究。此外，從圖9還可以得出，安裝扭轉(zhuǎn)減振器后，變速箱輸出及驅(qū)動(dòng)后橋輸入端扭轉(zhuǎn)角位移幅值在共振頻率處均有大幅降低，與理論分析的結(jié)果一致，證明了所設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)解決扭振問(wèn)題的有效性。

對(duì)傳動(dòng)系扭振問(wèn)題的研究背景是為了解決驅(qū)動(dòng)橋振動(dòng)噪聲過(guò)大引起的乘客抱怨問(wèn)題，故對(duì)安裝扭轉(zhuǎn)減振器前后的車(chē)內(nèi)噪聲情況進(jìn)行測(cè)試，對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行階次處理，可得優(yōu)化前后后排測(cè)得的驅(qū)動(dòng)橋階次噪聲，如圖10所示。

圖10 優(yōu)化前后驅(qū)動(dòng)橋噪聲Fig.10 Noise of Drive Axle Before and After Optimization

從圖10中可以看出，安裝扭轉(zhuǎn)減振器后車(chē)內(nèi)噪聲有了明顯的改善，尤其大幅減小了1700r/min附近的噪聲，與傳動(dòng)系扭振理論分析及試驗(yàn)結(jié)果一致，進(jìn)一步說(shuō)明這里所建立的數(shù)學(xué)模型及設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)減振器是正確可靠的，可有效解決該車(chē)型因傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致的車(chē)內(nèi)噪聲過(guò)大問(wèn)題。

6 結(jié)論

以某問(wèn)題車(chē)型為研究對(duì)象，通過(guò)理論與試驗(yàn)相結(jié)合的分析方式對(duì)其傳動(dòng)系的扭振問(wèn)題進(jìn)行了相關(guān)研究，取得的成果如下：

（1）提出并建立了綜合考慮萬(wàn)向節(jié)不等速特性及主減齒輪嚙合剛度時(shí)變特性的傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型，通過(guò)自由振動(dòng)及受迫振動(dòng)分析，確定該車(chē)型特定轉(zhuǎn)速段轟鳴聲由傳動(dòng)系扭振造成，并通過(guò)理論分析，設(shè)計(jì)了相應(yīng)的扭轉(zhuǎn)減振器。

（2）通過(guò)傳動(dòng)系扭振試驗(yàn)驗(yàn)證了所建立的更符合實(shí)際情況的傳動(dòng)系扭振數(shù)學(xué)模型的正確性，該模型為解決車(chē)輛扭振問(wèn)題提供了相應(yīng)的理論依據(jù)，對(duì)于加快傳動(dòng)系NVH開(kāi)發(fā)進(jìn)程具有一定的參考意義。

（3）通過(guò)理論分析、傳動(dòng)系扭振及車(chē)內(nèi)噪聲試驗(yàn)說(shuō)明了所設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)減振器可以有效降低后橋輸入端扭振角位移幅值，從而減小扭振激勵(lì)向后橋的傳遞，解決因傳動(dòng)系扭振而造成的車(chē)內(nèi)噪聲過(guò)大問(wèn)題，對(duì)解決車(chē)輛扭振問(wèn)題具有較大的借鑒作用。