汽车传动轴噪声分析

王瑞波 张皓 姚晓东

（长城汽车股份有限公司技术中心；河北省汽车工程技术研究中心）

振动噪声水平是衡量汽车性能的重要方面，也是消费者在挑选和乘坐汽车时的首要感受。因此，振动和噪声控制作为汽车设计制造一个重要方面，受到了各汽车厂商的重视。传动轴作为影响整车NVH特性的重要零部件，对其振动噪声的分析研究就显得十分重要[1]。在汽车行驶过程中，传动轴高速旋转，任何内外部激励都有可能引起传动轴的振动和噪声，进而影响整车的NVH，所以必须对其NVH特性进行控制，使其固有频率避开激励频率。对未控制好NVH性能的传动轴，对其进行适当的优化，以达到优良的效果[2]。

1 传动轴工作原理及设计要求

汽车传动轴总成一般由万向节、中间支撑、滑动花键、轴管及其两端焊接的花键和万向节叉组成。其主要用于车辆行驶过程中，在相对位置不断改变的两零件间传递转矩和旋转运动，其本身的长度和万向节夹角在一定范围不断变化。

万向传动轴设计应满足如下基本要求[3]：

1）可伸缩量和万向节夹角保证所连接的2根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。

2）使所连接两轴尽可能等速运转，且由于动不平衡和万向节存在夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。

3）传动轴的刚体模态在发动机和传动系统各种激励的激励频率以外，避免共振发生，中间支撑的固有频率避开传动轴常用转速。

4）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，生产成本低，维修容易等。

2 传动轴噪声原因分析

发动机的振动、传动系统的扭矩波动、传动轴本身的动不平衡、万向节产生的附加弯矩、中间支撑刚度等因素均能引起传动轴的振动异响，影响车内乘员的舒适性，降低顾客的感知度。

根据整车NVH性能指标要求，对某型SUV进行路试评价，发现车速在20～30 km/h时，车内有低频的类似“扑棱、扑棱”的噪声，影响车辆NVH品质，需要对其进行优化。

2.1 主观评价及分析

通过主观评价发现：在车辆中部此噪声较明显，且与发动机转速、变速器挡位无关，仅与车速相关。初步判断此噪声由传动系统引起。通常情况下，传动系统的声源主要来自变速器、传动轴和后桥。

2.2 道路测试

在良好平直的道路上进行NVH测试，在车内后排乘客右耳处布置麦克风，并在变速器换挡拨叉、传动轴中间支撑和后桥主减速器壳体布置测点，变速器挂D挡，进行15～30 km/h的缓加速测试。

通过声诊断回放确定传动轴中间支撑处存在此噪声，其他位置无此声音。对数据进行小波分析，结果显示：车内噪声存在发生频率为11～14 Hz（时间间隔0.07～0.09 s）的冲击噪声，与传动轴中间支撑的宽频冲击振动相对应。在20～30 km/h之间时传动轴的旋转频率为9.6～14.4 Hz，和车内噪声频率对应，即确认此噪声由传动轴旋转振动引起中间支撑共振产生噪声。图1为车内噪声小波分析数据，图2为传动轴中间支撑振动小波分析数据。

3 优化及验证

3.1 设计理论

根据振动隔离理论，当频率远离共振区时，动态位移受运动方向刚度的影响，而在接近或等于共振频率时主要受阻尼的影响，在设计初期应使系统固有频率远离激振频率，避免共振发生[4]。对于传动轴中间支撑来说，希望在共振区间（低频、大振幅状态）下拥有较大阻尼，虽然通过调整橡胶配方的方法可以使阻尼增大，但是这种橡胶的疲劳耐久性和安全性较差，不宜在汽车上使用。故传动轴中间支撑的主要设计参数是悬置的径向刚度，使其固有频率对应的转速尽可能在传动轴常用转速范围（1 000～2 000 r/min），轿车取下限[5]。

传动轴及其中间支撑可以看作为一个单自由度振动系统，刚度越低隔振性越好。传动轴中间支撑固有频率计算公式是：

式中：f0——中间支撑固有频率，Hz；

CR——中间支撑悬置的径向刚度，N/mm；

m——中间支撑悬置承受的质量，kg。

此SUV的传动轴中间支撑的径向刚度为24 N/mm，中间支撑悬置承受的质量为6 kg，计算出固有频率为10.07 Hz。图3为中间支撑结构。

3.2 优化方案

当在传动轴中间支撑发生共振时，可采取的控制策略是改变中间支撑径向刚度和悬置承受的质量。问题车的噪声频率为10～14 Hz，中间支撑固有频率10.07 Hz，接近问题噪声频率。降低中间支撑径向刚度和增加悬置承受质量改变中间支撑固有频率，避开20～30 km/h的问题车速，但会加大共振发生时的振动幅值，不能真正避免振动噪声产生，而且可能使振动失稳。故优化验证方案是增加中间支撑径向刚度，降低中间支撑悬置承受的质量，避免共振发生时产生噪声。

3.3 方案验证

3.3.1 中间支撑径向刚度增加

分别制作中间支撑刚度为35 N/mm，45 N/mm，60 N/mm的样件进行验证，刚度为35 N/mm，45 N/mm的样件在车速20～30 km/h附近仍然存在低频噪声。在刚度达到60 N/mm时，低频噪声消失，图4为刚度变更前后传动轴中间支撑振动小波分析数据对比。对装配中间支撑刚度60 N/mm传动轴的车辆进行振动测试，结果显示座椅传动轴1阶振动增大。如图5所示，刚度变更前后驾驶员座椅导轨Z方向振动频谱数据对比。

此方案虽然将低频噪声消除，但在车速较高时座椅振动加大，使乘员感觉到不适，综合效果较差。

3.3.2 降低中间支撑悬置承受的质量

优化传动轴中间等速万向节连接结构，降低中间支撑悬置承受的质量。具体方案是将万向节外圈直接焊接在轴管上并增加轴管长度，花键轴和中间支撑连成一体，取消万向节和中间支撑的连接件、连接螺栓，图6为优化结构前后对比。优化后，传动轴质量降低了2.2 kg，中间支撑悬置承受的质量降低了1.7 kg，计算得出中间支撑固有频率为11.9 Hz。

制作样件并进行验证，结构优化后，在车速20～30 km/h范围，低频噪声消除。对车辆进行车内噪声测试，数据显示：传动轴1阶噪声整体下降5 dB，图7为质量降低前后车内传动轴1阶噪声数据对比。

2种方案均能避免噪声的产生，对优化方案进行更改成本、周期及验证效果等方面的综合对比分析，采用降低中间支撑悬置承受质量的方案整体效果较好，且不会引起其他关联性问题。将优化后的传动轴结构进行工程化，优化车辆噪声。

4 结语

在某一车速时，传动轴旋转频率达到中间支撑固有频率而产生的共振无法避免，设计时使中间支撑固有频率对应的转速尽可能在传动轴常用转速范围之内，避免传动轴共振引起NVH问题。

对于在中间支撑共振的传动轴，可以通过改变传动轴结构、降低传动轴质量、调整中间支撑刚度等方法进行优化，降低振动能量，消除因为共振产生的噪声问题。