传动系统振动对载货汽车通过噪声的影响机理研究

郭年程 卜绍先 隋磊 王新龙

传动系统振动对载货汽车通过噪声的影响机理研究

郭年程 卜绍先 隋磊 王新龙

（中国重型汽车集团有限公司技术发展中心）

对汽车通过噪声源进行论述，利用对某载货汽车通过噪声的研究阐述传动系统振动对通过噪声的影响。利用摸底试验、传动轴模态计算和模态试验等方法，确定试验样车通过噪声大的原因为变速器副箱齿轮啮合激励为激振源，且3根传动轴耦合共振使噪声扩大。结合噪声原因分析和方案可行性分析，提出采用改变传动轴空腔结构以消除传动轴空腔扩音的方案，从而使试验样车的通过噪声显著降低。

1 前言

汽车噪声污染是汽车经过街道时对居民和行人听觉产生的伤害，通常用“通过噪声测量”来模仿该类环境[1]。汽车高速行驶时噪声源有两大类：一类是汽车本体的噪声源，其包括进排气噪声、发动机辐射噪声、传动轴系统噪声、各类结构噪声；另一类是汽车与之接触物体的摩擦噪声，其包括轮胎-地面噪声、风激励噪声。

一般车辆的通过噪声源主要为发动机和进排气噪声，但传动系统的噪声也不可忽视，在有些前置后驱车辆的通过噪声中甚至占很大比重。动力传动系统的噪声源有变速器、分动器、驱动桥和传动轴等。变速器、分动器、驱动桥内都是靠齿轮啮合来传递动力和改变速度的，这些齿轮啮合不好不仅会产生振动还会产生噪声，而传动轴在运转过程中也可能会发出噪声[2、3]。

通常发动机前置的后轮驱动传动系统的振动噪声比前轮驱动时要严重，因为后轮驱动需要用较长的传动轴，而前轮驱动的传动轴较短，甚至可以没有前传动轴，所以前轮驱动的轴系频率比后轮驱动的要高，较难被激励起来。

本文所研究的某重型载货汽车为前置后驱形式，其通过噪声较大，利用综合摸底试验结合模态试验和模拟计算的方法对试验样车的通过噪声进行研究。

2 摸底试验

利用汽车转鼓试验台进行车外噪声测试，试验测试设备为LMS声振测试系统。传声器布置于车外，并从变速器输出轴取转速信号进行噪声阶次跟踪分析，同时在重要总成表面布置3向加速度传感器，以辅助分析噪声大的原因。前期根据《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》[4]对试验样车进行通过噪声测试时，发现4挡位噪声最大，故摸底试验对试验样车进行4挡位下的匀加速试验。图1所示为试验样车左侧传声器信号的噪声阶次跟踪分析。

由图1可知，噪声信号的8.76阶、17.52阶、26.28阶、85阶、90阶、170阶比较突出，且1000Hz和1300Hz处存在共振带。

3 噪声原因分析

样车的发动机为6缸机，点火阶次为3阶，变速器4挡速比为2.92，故噪声信号中的8.76阶、17.52阶和26.28阶分别为发动机主激励频率的1倍频、2倍频和3倍频。由此，车外噪声信号中的低频大幅值成分是由发动机本体及进排气导致的，但噪声最大的影响因素是85阶、90阶、170阶及共振带。

样车变速器的副箱为行星齿轮机构，外圈齿轮为85齿，行星齿轮为5个。图2所示为变速器表面振动加速度信号瀑布图。可见，振动信号的85阶、90阶和170阶最突出，而85阶和170阶分别为副箱齿轮啮合频率的1倍频和2倍频，这两个阶次突出说明齿轮精度较低。另外，90阶是5个行星齿轮对85阶的齿频调制的结果，说明行星齿轮机构装配误差较大。

变速器副箱的齿轮系统为异响根源，但噪声信号中还存在共振带，经分析可知噪声信号的共振带在变速器和后桥的表面振动信号中都不存在，考虑到共振带在1 000 Hz处，故推测为传动轴共振，需对传动轴进行模态分析。

4 传动轴模态分析

对试验样车的传动轴分别进行有限元模态计算和模态试验，以计算作为试验的指导，以试验作为计算的验证。求解系统的模态问题就是求解系统的模态频率和模态振型，该过程实际上是对系统振动方程解耦的过程，即求解系统特征值和特征向量的过程。对驱动桥系统进行微分方程求解，得到的特征值就是系统的模态频率，相应的特征向量就是此频率的模态振型[5]。

试验样车的传动轴由3段组成，第1根轴离变速器最近，即离激励源最近，故先对第1根轴进行分析。为得到真实状态下的模态结果，模态试验在实车装配状态下进行，有限元计算时的边界条件按照实车状态进行。

4.1 模态计算

对传动轴进行有限元模态计算。传动轴的三维模型需进行适度的几何清理，去掉能产生许多细小单元的倒圆、小孔等几何特征，在保证计算精度的前提下缩短计算时间。此外，模型的一些几何信息在导入时可能出错，如曲面在导入时可能会出现缝隙、边界错位、重叠等问题，也需要对导入的模型进行清理及修复。几何清理主要包含拓扑修复、简化细节、拓扑改进等。图3所示为经过网格质量检查的第1根传动轴有限元计算模型[6、7]。

传动轴主要存在两种形式的模态：弯曲模态和凹凸变形模态。弯曲模态频率由于十字轴的存在而较难模拟准确，且弯曲模态振型的传动轴管内部空腔体积变化很小，即噪声的主要影响振型为凹凸振型，故给出第1根传动轴凹凸变形模态的计算结果，如图4所示。

4.2 模态试验

对传动轴进行模态试验[8]。模态试验所用数据采集仪器为比利时LMS公司的Test.Lab多通道模态试验数据系统，模态试验流程如图5所示，其主要包括激振系统、拾振系统和数据处理系统3部分。

因为传动轴自身共振扩大噪声主要是凹凸变形模态导致的，而非弯曲变形模态，故把传动轴简化成一条直线的常规做法是不可取的，因为一条直线无法分辨凹凸变形。本文对传动轴管一周范围内都布置3向加速度测点，每隔90°布置一排，每排10个测点，共40个测点。图6所示为传动轴实车约束模态试验的测点布置几何示意图。

测试过程中需要监视相干函数并验证频响函数的有效性[9]。所有测点的频响函数都经过相干函数的检验，相干系数普遍大于0.9。图8所示为部分测点的相干函数。

试验所得第1根传动轴的凹凸变形模态结果如图9所示。

对模拟结果和试验结果进行对比，计算频率误差，如表1所列。

表1 试验频率与计算频率对比结果

由表1可知，1～4阶的频率误差都在4%以内。由图4、图9及表1可知，试验与模拟的频率、振型都非常接近，说明计算得到的模态结果和相应计算方法可信，因此对另两根传动轴只进行模态计算即可。另外，2阶和3阶频率分别与噪声信号中的1 000 Hz和1 300 Hz共振带非常接近，说明第1根传动轴存在共振。

用相同的计算方法计算第2根和第3根传动轴的凹凸变形模态，以确定其是否参与共振。由于第2根和第3根传动轴振型与第1根传动轴相似，故只给出频率对比结果，如表2所列。

表2 各传动轴模态频率对比 Hz

可见，第2根传动轴的3、4阶模态和第3根传动轴的2阶模态都在共振带附近，故推断其模态对噪声结果也有较大影响。

5 改进方案及试验验证

通过以上分析可知，对样车噪声的控制可以从变速器和传动轴两个方面进行考虑：

a.变速器副箱是试验样车通过噪声异常的根源，可以通过提高相关齿轮精度和行星齿轮机构装配精度的方法来抑制振源，从而降低通过噪声。

b.在齿轮啮合激励下3根传动轴存在耦合共振，为消除传动轴共振对噪声的影响，可以改变传动轴空腔结构，也可以对传动轴管进行结构改进，即采用移频的方法消除共振。

综合分析以上两方面，控制变速器精度会大大增加生产成本，传动轴管结构改进可以避开副箱齿轮啮合的1阶激励即（图1中的85阶），但很难避开齿频的2阶激励（170阶），且也会导致成本大幅增加。因此，可以改变传动轴空腔结构，以消除传动轴空腔扩音。本文做法为用吸音海绵对空腔进行填充，这种方法并没有改变传动轴的结构模态，因为本文不是振动问题，因此这种针对噪声的改进方式非常合适。

对3根传动轴管分别进行改进，并依次更换到试验车辆上。验证内容分别为原始状态、只更改第1根传动轴和3根传动轴全部更改3种状态。对每种状态分别按国家标准《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》进行测试，各挡位测试结果求取平均值后列于表3中，最终结果取各挡最大值。

表3 通过噪声测试结果 dB（A）

由表3可知，只更改第1根传动轴即可使噪声降低3.2 dB（A），3根传动轴全部更改可以使噪声降低6.6 dB（A），改进方案效果显著。

6 结束语

利用整车噪声和振动的阶次跟踪分析推断某重型载货汽车通过噪声较大的原因，利用模态计算和试验相结合的方法确定样车噪声大的原因为变速器副箱齿轮啮合激励为激励源，3根传动轴存在耦合共振而扩大了噪声。提出改进方案并进行验证，结果证明改进方案效果显著，大大降低了样车的通过噪声。

1 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动——理论与应用.北京:北京理工大学出版社,2006.

2 方传流,冯振东,吕振华.汽车动力传动系扭振的固有特性和结构修改控制措施分析.汽车工程,1993,15（1）:9～18.

3 Chen D W.An exact solution for free torsional vibration of a uniform circular shaft carrying multiple concentrated ele⁃ments.Journal of Sound and Vibration,2001,245（2）:303～328.

4 GB 1495-2002.汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法.北京:国家环境保护总局,2002.

5 张义民.机械振动力学.长春:吉林科学技术出版社,2000.

6 Guan Z Q,Song C.Recent advances of research on finite ele⁃ment mesh generation method.Journal of Computer-Aided Design and Computer Graphics,2003,15（1）:1～14.

7 杜平安.有限元网格划分的基本原则.机械设计与制造, 2000,21（1）:34～36.

8 沃德·海伦，斯蒂芬·拉门兹,波尔·萨斯.模态分析理论与试验.北京:北京理工大学出版社,2001.

9 郭年程,史文库,刘文军,等.动力吸振器在后桥振动控制中的应用.吉林大学学报(工学版),2012,42（6）:1349～1354.

（责任编辑晨 曦）

修改稿收到日期为2015年3月1日。

Research on Impact Mechanism of Drivetrain Vibration to Pass-by Noise of Truck

Guo Niancheng,Bu Shaoxian,Sui Lei,Wang Xinlong
（Technical center,China National Heavy Duty Truck Group Co.,Ltd）

The source of automobile pass-by noise is discussed in this paper,and the impact of drivetrain vibration on pass-by noise is expounded by study of a truck pass-by noise.By test,drive shaft modal calculation and modal test,gear meshing excitation as excitation source of the sub-transmission is identified to be source of oversized noise,in addition,the resonance of three drive shafts coupling amplifies this noise.By cause analysis and feasibility analysis of solution,it is proposed in this paper to change drive shaft cavity structure to eliminate amplification of the drive shaft cavity,which results in obvious reduction of pass-by noise of the test truck.

Truck,Pass-by noise,Modal analysis,Drivetrain vibration

载货汽车 通过噪声 模态分析 传动系统振动

U461.4

A

1000-3703（2015）05-0049-04