某廂式車行駛時車內(nèi)悶音成因分析與驗證

張明旭 孔喜磊 馬富豪 張紫琪 楊竣博

摘 要：本文針對某廂式車行駛至某一車速時，車內(nèi)出現(xiàn)的悶音問題進行成因分析及驗證。通過分析該廂式車動力傳動系統(tǒng)振動加速度以及車內(nèi)悶音強度的測試數(shù)據(jù)，確定悶音產(chǎn)生的具體原因，并通過相關(guān)試驗對分析結(jié)果的準(zhǔn)確性和可靠性進行驗證。經(jīng)分析，該廂式車內(nèi)悶音的成因是動力傳動系統(tǒng)與整車發(fā)生共振，前主減速器某懸置隔振效果較差，導(dǎo)致車架端存在較高的振動加速度，再經(jīng)由各零部件傳遞至車內(nèi)，誘發(fā)車內(nèi)嚴(yán)重的悶音。并通過施加相應(yīng)的約束進行相應(yīng)的試驗，對上述結(jié)論進行驗證。

關(guān)鍵詞：廂式車 悶音 動力傳動系統(tǒng) 主減速器

隨著汽車行業(yè)的快速發(fā)展和生活質(zhì)量的提高，當(dāng)前人們對于汽車的要求越來越高，不僅僅是對汽車的性能，人們對汽車的舒適度要求也愈發(fā)提高。在汽車的駕乘舒適性問題中，NVH問題占主要地位。NVH不僅是影響車輛舒適性的重要因素，而且是評價其質(zhì)量品質(zhì)的重要指標(biāo)之一[1-2]。在汽車行駛過程中，長時間的不利振動不僅僅會降低駕駛員和乘客的舒適性，加重他們的疲勞感。同時汽車的振動還會造成汽車構(gòu)件或零部件的疲勞，降低汽車的耐久性。

根據(jù)企業(yè)客戶反饋，某款廂式車在加速至一定速度后，發(fā)現(xiàn)車內(nèi)存在“嗡嗡”的悶音，通過企業(yè)初步測試，悶音發(fā)生頻率約為40Hz，對乘車人員的舒適性有很大的影響。汽車加速產(chǎn)生車內(nèi)悶音的現(xiàn)象主要由兩方面導(dǎo)致：動力傳動系統(tǒng)與整車共振產(chǎn)生較嚴(yán)重的悶音、部分懸置點隔振效果較差，使得車架端存在較大的振動加速度[3-4]。

1 悶音來源初步分析

1.1 振動噪聲試驗方案

為了明確車內(nèi)悶音的成因，制定如下試驗方案：

（1）車內(nèi)悶音的振動頻率是40Hz左右，可以初步判斷，振動是通過傳動系統(tǒng)傳遞至車內(nèi)的，車架某處應(yīng)存在40Hz振動。為了確定振動來源，分別在車架的前、中、后端布置兩個振動加速度傳感器，并在車內(nèi)地板布置聲傳感器，由此判斷振動來源是前橋、分動器還是后橋。

（2）確定振動噪聲的具體位置后，先判斷其本身是否存在問題，再檢查其與車架連接位置的振動加速度，逐步確定振動噪聲傳遞情況，檢查傳遞路徑是否存在問題。

（3）驗證分析結(jié)果的準(zhǔn)確性和合理性。

1.2 試驗儀器

采集振動加速度的試驗儀器包括LMS數(shù)據(jù)采集前端、三軸加速度傳感器、聲傳感器；試驗車輛采用問題較為嚴(yán)重的某臺廂式車；試驗工況為出現(xiàn)嚴(yán)重悶音時的80km/h車速。

圖1為8通道LMS數(shù)據(jù)采集前端，三軸加速度傳感器及聲傳感器均通過該設(shè)備采集測試數(shù)據(jù)。

2 成因分析及驗證

2.1 成因初步分析

出現(xiàn)悶音問題時的車速約為80km/h，振動頻率約為40Hz。以R18型號的輪胎為準(zhǔn)，正常充氣下車輪直徑約為700mm，由此計算車輪、半軸的轉(zhuǎn)動頻率f：

車輪、半軸轉(zhuǎn)動頻率為10.1Hz左右，根據(jù)動力傳動系統(tǒng)各部件傳動比，可得主減速器輸入錐齒輪的轉(zhuǎn)動頻率約為41Hz，該轉(zhuǎn)動頻率與車內(nèi)悶音的頻率非常相近。由此可推斷：可能是主減速器將相應(yīng)的激勵通過車架以及各零部件傳遞至車內(nèi)，對汽車舒適性產(chǎn)生影響。

并且通過對車架端的測試及分析，最終將車內(nèi)悶音來源鎖定至前橋。后續(xù)對車內(nèi)悶音的成因分析及驗證試驗，在該廂式車前橋的前主減速器展開。

2.2 拆裝傳動軸測試

該廂式車在兩驅(qū)模式下，驅(qū)動方式為前置后驅(qū)，為驗證車內(nèi)悶音是否來自前橋，拆卸前傳動軸以切斷分動器與前橋之間的振動傳遞，并分別對拆卸傳動軸前后兩種工況下的前橋主減速器殼進行測試，對比其振動加速度的數(shù)據(jù)。

加速度傳感器安裝于主減速器殼的位置。拆裝傳動軸前后，前主減速器殼的振動加速度數(shù)據(jù)如圖2、圖3所示。

根據(jù)上述數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)論：

（1）拆卸傳動軸前后，前橋主減速器均存在38Hz左右的振動加速度，該激勵并非單由分動器傳遞至前橋。

（2）前主減速器的振動頻率與初步分析結(jié)果相符，證實了初步推斷結(jié)果。

（3）拆掉前傳動軸（去掉前傳動軸及十字萬向節(jié)所帶來的扭轉(zhuǎn)力矩波動），前主減振動減弱，并且主觀上車內(nèi)悶音存在較大改善。

綜上分析，車內(nèi)悶音的激勵來自前橋的可能性較大。

2.3 前主減速器懸置點測試

初步確認車內(nèi)悶音的激勵來源應(yīng)為前橋的前主減速器后，對其展開進一步的試驗。

為了排除前主減速器本身存在問題，將不存在悶音問題的廂式車的前主減速器替換至問題車上。測試發(fā)現(xiàn)，更換前主減速器后，該頻率振動依舊存在，以此可排除前主減速器問題，轉(zhuǎn)而檢查振動傳遞路徑是否存在問題。

若振動傳遞路徑存在問題，則傳遞路徑上應(yīng)該存在振動傳遞率過大的問題，其中車內(nèi)悶音的強弱與前主減速器懸置的隔振能力有很大關(guān)系，故前主減速器懸置出現(xiàn)問題的可能性較大。由此可對前主減速器的各懸置點進行振動加速度測試。

根據(jù)試驗儀器測試問題車速下兩驅(qū)和四驅(qū)狀態(tài)下，前主減速器各懸置點振動加速度和車內(nèi)悶音強度，再以此分析前橋主減速器各懸置點與車架端的振動加速度傳遞率大小和車內(nèi)悶音強度。

測試數(shù)據(jù)如圖4所示，通過聲傳感器測得車內(nèi)悶音峰值強度為1.4Pa。由圖4可知，在40Hz左右，懸置點1的Z方向存在較大的振動加速度傳遞率，傳遞率均到達了60%以上，致使車架端存在較大的振動加速度。

2.4 施加主減速器約束測試

為了驗證前主減速器與車內(nèi)悶音的關(guān)系，需對前橋主減速器采取一定的調(diào)整措施，驗證分析結(jié)果。

經(jīng)前期驗證，前主減速器應(yīng)存在一定的扭擺振動，為了減輕扭擺振動對動力傳動系統(tǒng)的影響，在主減速器殼附近、右半軸以及半軸懸置處施加一定的約束，阻礙其扭擺振動。測試數(shù)據(jù)如圖5所示。

通過測試數(shù)據(jù)可知，施加約束對于主減速器上各懸置點的振動有明顯的抑制作用，對于車架端的振動加速度也有一定的改善 ，車內(nèi)悶音測試中，噪聲強度為0.73Pa，與改善前相比有明顯降低。主觀評價上，悶音得到了很大改善，僅存在輕微的悶音，該試驗進一步驗證了主減速器與車內(nèi)悶音的關(guān)系。

2.5 改變主減速器重量測試

解決共振現(xiàn)象最優(yōu)辦法為錯開結(jié)構(gòu)固有頻率和激勵頻率以及抑制激勵，而提升系統(tǒng)固有頻率最直接有效的方式為提升系統(tǒng)剛度或減小系統(tǒng)質(zhì)量[5]。

為了減小系統(tǒng)共振對車內(nèi)悶音的影響，進一步探究主減速器與車內(nèi)悶音的關(guān)系，更換重量不同的前主減速器，以改變前主減速器的固有頻率，抑制在問題車速下動力傳動系統(tǒng)產(chǎn)生的共振。此次測試，懸置點1的振動加速度，其數(shù)據(jù)如圖6所示：

從數(shù)據(jù)上看，X、Y方向的懸置點振動加速度得到了明顯的減小，Z方向上傳遞到車架端的振動加速度也明顯改善，車內(nèi)悶音強度測試中，峰值悶音強度也減少至了0.7Pa。主觀評價上，悶音得到了明顯改善。

3 結(jié)語

本文主要針對現(xiàn)車悶音問題進行成因分析及驗證：

（1）通過對測試數(shù)據(jù)進行頻譜分析，初步定位車內(nèi)悶音來源。前橋的主減速器存在與車內(nèi)悶音存在相同的40Hz振動頻率，并且其本身存在一定的振動激勵。

（2）通過對主減速器及其懸置分別施加約束、改變主減速器的質(zhì)量以改變其固有頻率，驗證了前主減速器與車內(nèi)悶音存在較大的聯(lián)系，前主減速器為車內(nèi)悶音的主要成因。

（3）本文解決問題的思路和方法，可以為今后其他車型類似問題提供參考。

參考文獻：

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