动力传动系统振动特性对车内噪声影响分析

邓江华 李灿 崔华阁

（中国汽车技术研究中心汽车工程研究院）

动力传动系统振动特性对车内噪声影响分析

邓江华 李灿 崔华阁

（中国汽车技术研究中心汽车工程研究院）

动力传动系统弯振与扭振是引起诸多后驱汽车车内轰鸣声的共性问题。某前置后驱柴油机汽车在全油门加速工况时，动力传动系统的多个耦合弯振频率及其3阶扭振造成车内多个转速下的噪声峰值。通过进行动力传动系统扭振计算分析与弯扭振试验研究，采用减小动力传动系统激励源与改变该系统弯扭刚度的方法，解决了由于动力传动系统弯扭振动特性引发的NVH问题。

1 前言

动力传动系统在前置后驱车辆上是一主要的振动噪声源。发动机的振动激励一部分由悬置传递至车身，另一部分则通过传动系统经由悬架传递至车身，此时传动系统是振动能量的传递途径。动力传动系统可看作是一简支梁结构，即其存在不同频率的弯曲模态，由于发动机往复惯性力的激励，当其模态能量较高时，则该弯曲模态极易被激发；另外，动力传动系统总成作为一旋转结构，本身存在扭转模态，由于发动机自身的扭矩波动，动力传动系统扭转模态也极易被激发。动力传动系统的弯振和扭振通过悬架系统传递至车身，并向车内辐射噪声，引发车内较大的振动和噪声响应。

国内、外研究人员对动力传动系统NVH特性及优化方法开展了大量的研究，胡子正［1］、赵骞等［2］对动力传动系统扭振特性及其对车内噪声影响的灵敏度进行了分析研究；Aldo Sorniotti［3］研究了动力传动系统各主要参数对车内振动噪声的影响；Darrell Robinette等［4］研究了动力传动系统引发振动噪声的解决方案，采用扭转减振器对该问题进行了优化。

本文以某车型开发过程中全油门加速（WOT）工况时车内轰鸣声解决过程为例，充分考虑动力传动系统弯振和扭振特性，研究在车内不同频段上轰鸣声产生的机理和特征，针对其在WOT工况时车内轰鸣声进行分析、研究，并提出相应的解决对策。

2 问题描述

该车型动力传动系统采用前置后驱形式，发动机为1.9T柴油机，6挡手动变速器。在WOT工况时，车内乘员位置在多个转速下存在轰鸣声，且主观感觉整体声压级较大。通过测试得到乘员位置在该工况下噪声谱图，如图1所示。

由图1可以看出，在1 400 r/min转速附近，由发动机2阶激励产生一较高的噪声峰值，引起车内强烈的振动和噪声；另外，在200～220 Hz范围内还存在明显的由结构共振引发的噪声带，该噪声带的存在也大幅提高了车内总声压级水平。

由图1可知，200～220 Hz的噪声峰值表现为较强的结构共振，可能与多个结构的模态发生耦合有关，而此频率分布多与动力传动系统的弯曲模态频率较为一致；而1 400 r/min转速附近的轰鸣声，则可能为发动机激励激发了某结构模态，从而引发车内噪声。

通过不同挡位下WOT工况车内噪声测试可以发现，图1中轰鸣声所对应的转速并非一定转速，而是随挡位不同而变化，如图2所示。

由图2可知，出现轰鸣的转速随挡位变化而变化，由2挡的1 567 r/min降至4挡的1 349 r/min。由此说明，该噪声峰值与挡位有关，故可基本推断该峰值由动力传动系统扭振引起[1]。

3 动力传动系统振动特性

动力传动系统振动特性主要分为弯振和扭振，其中弯振主要由发动机往复惯性力激励，引起动力传动系统的弯曲模态共振；而扭振主要由发动机输出扭矩波动引起，主要表现为不同系统（发动机、变速器、减速器等）的扭转振动。

3.1 动力传动系统弯振

对动力传动系统总成进行模态测试，采用两个激振器分别对发动机与后桥处进行激励，同时在动力传动系统总成上布置加速度传感器，测取其响应，并根据输入和输出间的频响函数，基于POLYMAX方法进行模态识别，获得动力传动系统弯曲模态。由此，在200～220 Hz频带内存在两个模态频率，分别为变速器安装梁模态（215 Hz）和前传动轴弯曲模态（201 Hz），振型如图3所示。

因此，车内200～220 Hz的噪声峰值带可能由变速器安装梁及前传动轴模态引发，二者的模态共振引起了在该频段的强耦合模态能量，进而引起车内较大的噪声水平。

3.2 动力传动系统扭振

通过扭振模态计算以验证动力传动系统扭转模态与车内噪声的相关性。本次分析在建模时做如下假设：

a.动力传动系统工作在稳定工况下，不考虑换挡、发动机起动等瞬态工况；

b.不考虑传动系统中横向、纵向以及垂向振动对扭转振动的影响；

c.扭振系统是线性的；

d.不考虑附属设备的影响；

e.忽略传动系统中齿轮加工、安装误差和磨损变形。

基于以上假设对动力传动系统进行简化，如图4所示。

基于所建立的动力传动系统扭振模型，依据其转速传递特性及发动机、离合器、变速器、传动轴、减速器、半轴、车轮等相关转动部件与连接部件的转动惯量、扭转刚度，整理可得系统运动方程为：

其中，转动惯量与刚度矩阵为：

采用双支系统基于逆矩阵法进行系统扭转模态分析，计算出变速器在不同挡位时的动力传动系统扭振频率[2]，见表1。动力传动系统扭转模态振型如图5所示，其中横坐标1～5分别代表不同的子系统，1为发动机，2为变速器，3为主减速器总成，4与5为两侧车轮（带车身）。

表1 动力传动系统扭振频率 Hz

由表1及图5可知，第1阶模态为两侧车轮的反向扭转；第2阶模态为发动机、变速器及主减速器的同向扭转，以发动机侧振幅最大；第3阶模态为变速器与主减速器的同向扭转，以主减速器处振幅最大；第4阶模态为主减速器与变速器间的反向扭转，以主减速器处振幅最大。

通过扭转模态计算分析结果可以看出，动力传动系统的第3阶扭转模态频率分布在38～56 Hz，与WOT工况中出现噪声峰值所对应的转速基本一致，见表2。

表2 WOT工况噪声峰值对应转速

由表2可以推断，在WOT工况时1 400 r/min转速附近出现的噪声峰值是由动力传动系统扭振引起。

4 动力传动系统弯扭振解决方案

通常针对动力传动系统弯振和扭振的解决方案有以下4种：

a.减小发动机往复惯性力或扭矩波动，即降低激励源；

b.调整动力传动系统结构参数，如刚度、质量、阻尼等，即调整弯扭模态频率；

c.改变传递路径特性，如调整悬架系统的刚度、阻尼等；

d.提高车身钣金件刚度，加大车身钣金件阻尼，以减小其对车内的声辐射。

针对所研究测试样车，主要采用前两种方案对问题进行整改，即分别考虑采用减小激振力与调整固有频率两种方案进行处理[4]，并且分别在实车上施加两种方案后评估其对动力传动系统扭振问题的解决效果。

4.1 动力传动系统扭振处理

4.1.1 调整固有频率

由图5c所示可知，动力传动系统在该频率下的扭振表现为变速器与后桥的同向扭转，故对该扭转模态特性的主要影响因素为离合器刚度（k12）、半轴扭转刚度（k34、k35）及变速器与主减速器总成的转动惯量（J2、J3）。

基于上述分析，考虑到工程化需要及样件实施的方便性，主要针对离合器刚度k12进行调整，将其值在原基础上提高20%，调整后对整车进行WOT工况测试，结果如图6所示。

由图6可以看出，当改变离合器刚度后，车内噪声在1 400 r/min附近转速峰值明显降低但并未消除，且转速略有提高（扭转刚度提高），车内主观感觉仍存在明显轰鸣声。由此说明，改变传动系统扭转刚度参数可对扭转模态进行移频，但由于外界激励过高，其峰值并不能完全消除。

4.1.2 减小外部激励

激发动力传动系统扭振的外部激励主要来自发动机输出扭矩的不平衡，如能衰减输出扭矩的不平衡量，则可相应减小甚至消除由此产生的动力传动系统扭振。双质量飞轮通过在飞轮处增加扭转弹簧与附加飞轮块，对发动机输出扭矩波动进行衰减，进而降低由发动机输出扭矩波动对传动系统的激励能量，同时可降低发动机的扭振频率[5]。

采用双质量飞轮且调整双质量飞轮参数［6］后车内噪声水平如图7所示。

由图7可以看出，当采用双质量飞轮后，1 400 r/min附近噪声峰值可完全消除，同时车内总声压级也明显降低，其原因主要是由于双质量飞轮衰减了发动机的输入激励。

4.2 动力传动系统弯振处理

动力传动系统弯振处理主要针对变速器安装梁与传动轴进行，目的为对其进行移频，以避开此频率下的外部激励。

对变速器安装梁采用加强方案（图8），对传动轴采用减小管径的变质量方案，改进后两者模态变化见表3。

表3 模态变化比较 Hz

对动力传动系统部件进行改进后，测得车内噪声水平如图9和图10所示。

由图9、图10及与图1的比较可以看出，对传动系统部件模态进行调整后，车内声压值水平整体明显下降，200～220 Hz噪声频带基本消除。

另外，通过对传递路径的调整也可有效降低由动力传动系统弯扭振引起的车内噪声水平，如通过悬架NTF分析确定主要传递路径后，在满足平顺性要求的前提下进行悬架刚度调整；通过车身ODS测试分析主要的车身钣金薄弱点，通过局部加强或增大阻尼进行优化。在项目实施过程中也可对钢板弹簧刚度及车身顶棚和后围钣金阻尼进行优化，在此不一一赘述。

5 结束语

a.动力传动系统扭振问题多存在于前置后驱车辆中，且其更多表现为1 500 r/min转速附近的车内轰鸣声，该峰值转速随挡位不同而不同。

b.动力传动系统由较多的部件组成，各部件的弯曲模态需有效的分离，当较多结构模态频率接近时，容易产生较高的模态能量，进而发生共振而造成车内噪声大幅提高。

c.当扭振峰值较小时，动力传动系统扭振可根据不同的扭振频率对其结构参数进行修改（刚度、转动惯量等）。而当扭振峰值较高时，则通常需对发动机输出扭矩波动进行衰减，最好的方法是采用双质量飞轮。

d.动力传动系统作为整车中最重要的振动噪声源，在设计时需充分考虑其弯扭模态分布，以期在产品设计初期即能较好的处理系统的弯扭特性，达到整车NVH性能良好。

1 胡子正,杨小波,邵成.汽车传动系扭振特征辨识.汽车工程.1992,14（1）:32～38.

2 赵骞，邓江华，王海洋.传动系部件扭转刚度对后驱传动系扭振模态的影响.噪声与振动控制.2011,38（5）:49～52.

3 Aldo Sorniotti.Driveline Modeling Experimental validation and evaluation of the influence of the different parameters on the overall system dynamics.SAE2008-01-0632.

4 Darrell Robinette,Michael Grimmer,Jeremy Horgan.Torque converter clutch optimization:Improving fuel economy and reducing noise and vibration.SAE 2011-01-0146.

5 吕振华，陈涛.双体飞轮－周向弹簧型扭振减振器弹性特性设计研究.汽车工程.2006（1）:73～77.

6 陈雷，邓明然，江征风.双质量飞轮性能参数优化设计方法.内燃机学报.2012,30（3）:277～28.

（责任编辑晨 曦）

修改稿收到日期为2015年8月1日。

Study on the Effect of Vibration Characteristic of Driveline on Vehicle Interior Noise

Deng Jianghua,Li Can,Cui Huage
（Automotive Engineering Research Institute,China Automotive Technology&Research Center）

Flexural vibration and torisional vibration of driveline have been found the common source of booming noise in rear wheel drive vehicles.On a front-engine and rear-wheel drive diesel vehicle,multiple coupling flexural vibration frequency and its 3-order torisional vibration of driveline cause many noise peak values at different speed in WOT operational condition.By bending and torsion modal analysis and testing of driveline,we use a method to reduce driveline excitation source and change flexural vibration stiffness,the NVH problem which is caused by flexural vibration characteristic of the driveline is resolved.

Driveline，Flexure vibration，Torsional vibration，Interior noise

动力传动系统 弯振 扭振 车内噪声

U463.2

A

1000-3703（2015）11-0030-04