趙紅飛 呂兆平 周湘 韋寧

摘? 要：針對某后驅(qū)SUV在發(fā)動機高轉(zhuǎn)速時出現(xiàn)的扶手箱抖動問題，利用LMS Test.lab測試分析數(shù)據(jù)得出傳動軸旋轉(zhuǎn)振動引起中間支撐剛體模態(tài)與動力總成剛體模態(tài)耦合導(dǎo)致共振而產(chǎn)生;并通過LMS Virtual lab動力學(xué)仿真改變傳動軸中間支撐橡膠剛度從而達到移頻的效果，并最終通過實車驗證使該問題得以解決控制。

關(guān)鍵詞：傳動軸;剛體模態(tài);模態(tài)耦合;NVH

中圖分類號：U463.21? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? 文章編號：1005-2550（2019）03-0033-04

Abstract： Aiming at the problem of the armrest box jitter of a rear-drive SUV at high engine speed， the LMS Test.lab test analysis data is used to obtain that the rotational vibration of the propeller shaft causes the intermediate support rigid body mode to be coupled with the rigid assembly of the powertrain to cause resonance; And through the LMS Virtual lab dynamic simulation to change the stiffness of the middle support rubber of the propeller shaft to achieve the effect of frequency shift， and finally through the real vehicle verification to solve the problem.

Key Words： Propeller shaft; Rigid body mode; Modal coupling; NVH

隨著人們對整車舒適性要求的提高，振動與噪聲與舒適性要求成為汽車設(shè)計最重要的指標之一。因此，振動和噪聲控制作為汽車設(shè)計制造的一個重要方面，受到了各主機廠的重視。后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)在工作時會產(chǎn)生非常明顯的振動和噪聲，在車輛行駛過程中，由傳動軸本身彎曲和扭轉(zhuǎn)振動而激起車內(nèi)明顯的振動和噪聲很容易被乘員識別，導(dǎo)致客戶及售后部門的嚴重抱怨。

傳動軸工作性能的穩(wěn)定性對后驅(qū)車型的NVH有著十分重要的影響，早期的傳動軸動力學(xué)研究主要以不考慮剪切變形的Rayleigh梁-軸模型和考慮剪切變形的Timoshenko模型[1]為主。后續(xù)研究逐漸采用有限元模型對傳動軸橫向彎曲振動進行模擬，計算傳動軸的橫向彎曲振動固有頻率和振型[2]。齊海政等人指出傳動軸的中間支承剛度是汽車傳動系統(tǒng)振動特性的建模分析的關(guān)鍵參數(shù)之一[3]。為了達到良好的隔振效果，應(yīng)該使激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率之比大于2[4]。目前國內(nèi)的傳動軸NVH研究已在系統(tǒng)級分析中取得較大進步，但是從整車NVH管控出發(fā)，系統(tǒng)級的分析仍然忽略了其他系統(tǒng)對傳動軸振動的影響，邊界條件與整車狀態(tài)下的傳動軸工作過程存在差異。

本文針對某前置后驅(qū)SUV采用的兩段式傳動軸旋轉(zhuǎn)抖動而造成中間支撐剛體模態(tài)和動力總成剛體模態(tài)耦合引起的扶手箱振動異響問題，利用專業(yè)軟件搭建整車級的傳動系統(tǒng)分析模型，充分考慮路面激勵與負載變化對傳動軸振動特性的影響，進行分析而確定振動及異響的原因。通過調(diào)整動力傳動系統(tǒng)的模態(tài)分布，使得傳動軸中間支撐的固有頻率避開動力總成剛體模態(tài)，實車測試結(jié)果表明，改善效果明顯。

1? ? 傳動軸的工作原理

汽車傳動軸總成一般由萬向節(jié)、傳動軸和中間支撐組成。對于長軸距汽車，常常將傳動軸分段（兩段或三段），目的在于縮短每一段的長度，提高剛度，從而提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。兩段式傳動軸的前后兩段傳動軸中間需要增加帶有橡膠隔振的中間支撐，以減小傳動軸角度方向和軸向的安裝誤差以及發(fā)動機、懸架等彈性懸置在汽車行駛過程中所引起的角位移和線位移[5]。

目前大多數(shù)中間支撐采用埋在橡膠彈性元件中的單列求軸承型式，如圖1所示。該支撐主要用于承受傳動軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，而不能傳遞軸向力，但可承受萬向節(jié)上的附加彎矩引起的徑向力。

傳動軸總成主要用于在車輛行駛過程中，相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。

汽車傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：

（1）保證所連接的兩根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力;

（2）保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn);

（3）由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi);

（4）傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等[6]。

2? ? 故障問題描述及分析

2.1? ?故障問題描述

發(fā)動機的激勵、傳動系統(tǒng)的扭矩波動、傳動軸的動不平衡、萬向節(jié)產(chǎn)生的附加彎矩、中間支撐剛度過軟或者過硬等因素均能引起傳動系統(tǒng)的振動異響，影響車內(nèi)乘員的舒適性，降低顧客的感知度。

本文中，某前置后驅(qū)SUV在進行路試評價時，發(fā)現(xiàn)在2、3、4檔高轉(zhuǎn)速時（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3800轉(zhuǎn)附近）扶手箱處的振動比較大，同時伴有哐哐的異響，嚴重影響了乘坐舒適性，需要研究其機理并改善相應(yīng)的NVH問題。

該車涉及到傳動系統(tǒng)配置為三等速萬向節(jié)傳動軸+獨立主減。傳動軸示意圖如圖2所示：

2.2? ?主觀評價及測試分析

通過主觀評價發(fā)現(xiàn)：在車輛中部此噪聲較明顯，且與發(fā)動機轉(zhuǎn)速、變速器擋位無關(guān)，僅與車速相關(guān)。初步判斷此噪聲可能存在的問題源頭在傳動軸、后懸掛、輪胎等。

在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng)，并在扶手箱、傳動軸中間支撐處布置測點，在平直道路上進行3檔WOT測試。

通過對測試數(shù)據(jù)進行分析，扶手箱處存在13Hz及其倍頻的振動峰值（圖3），且與傳動軸中間支撐處的寬頻沖擊相對應(yīng)（圖4）。

進而判斷該問題可能是因為傳動軸中間支撐模態(tài)過低與動力總成剛體模態(tài)耦合導(dǎo)致。為驗證此設(shè)想，分別進行了傳動軸中間支撐模態(tài)測試以及動力總成剛體模態(tài)測試。在整車上進行中間支撐模態(tài)測試，測得中間支撐模態(tài)為13Hz，不滿足NVH子系統(tǒng)目標要求（25～30Hz）。測試結(jié)果見圖5：

在整車上測試動力總成的剛體模態(tài)，測得動力總成各階剛體模態(tài)見表1所示，從表中可知繞X軸轉(zhuǎn)動的模態(tài)13.25Hz與傳動軸中間支撐模態(tài)13Hz非常接近，容易模態(tài)耦合，從而確定其為扶手箱振動異響的主要原因。

3? ? 方案制定

3.1? ?方案研究

基于主觀評價及測試分析，為了實現(xiàn)的動力傳動系統(tǒng)的剛體模態(tài)避頻，本文通過virtual lab motion 軟件搭建了該車型動力底盤系統(tǒng)的動力學(xué)模型。

該模型涵蓋了動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、底盤系統(tǒng)以及簡易車身系統(tǒng)、模擬路面的轉(zhuǎn)鼓系統(tǒng)。可以用于模擬汽車的行駛工況，以及不同負載下的動力底盤系統(tǒng)剛體模態(tài)。

模型的主要拓撲關(guān)系可參考圖7至圖9。

模型搭建后，將分析類型設(shè)置為“DYNAMIC”，并且勾選“Linearization”線性化分析，輸出“Eigenvectors”。分析結(jié)果如圖10所示，中間支承處的剛體模態(tài)為13.26Hz，計算結(jié)果與實際測試值僅相差0.26Hz（表2），誤差為2%，可認為該模型可以作為解決該問題的參考模型。

經(jīng)分析可知，動力總成fry模態(tài)與傳動軸中間支承模態(tài)的間隔僅為0.13Hz，會產(chǎn)生模態(tài)耦合。當傳動軸中間支撐模態(tài)與其他部件模態(tài)耦合發(fā)生共振時，可以采取的控制策略是把兩者的模態(tài)頻率避開，由于動力總成剛體模態(tài)頻率范圍一般要求設(shè)計在發(fā)動機怠速隔振頻率以下，本車怠速空載轉(zhuǎn)速為750rpm，按隔振要求剛體模態(tài)頻率要求小于25Hz，因此要把傳動軸中間支撐模態(tài)至少提升到28Hz以上才能解決問題。提升模態(tài)的方法有兩種：一是提升中間支撐橡膠的徑向剛度，二是降低中間支撐所支撐傳動軸的質(zhì)量，本文采用提升中間支撐徑向剛度的辦法來驗證此振動異響問題。將中間支撐剛度分別設(shè)置為30、35、43N/mm（靜剛度），動靜比按照1.5進行計算，對這三種方案進行仿真分析得到中間支撐模態(tài)如表3所示：

3.2? ?方案驗證

對剛度43方案進行3擋全油門測試，與故障車扶手箱處振動頻譜進行對比（圖11），可以看出共振問題不再現(xiàn)。

原車傳動軸中間支撐振動數(shù)據(jù)對比

4? ? 結(jié)語

在某特定車速下，傳動軸旋轉(zhuǎn)頻率達到中間支撐固有頻率而產(chǎn)生的共振是無法避免的，在設(shè)計時要使中間支撐固有頻率盡可能避開關(guān)鍵子系統(tǒng)固有模態(tài)，避免二者耦合導(dǎo)致車內(nèi)NVH變差。本文通過調(diào)整中間支撐橡膠剛度，避開了與動力總成剛體模態(tài)耦合，解決了扶手箱振動異響問題。該問題分析及解決方案可供NVH工程師在解決相關(guān)問題時提供借鑒。

參考文獻：

[1]張文.轉(zhuǎn)子動力學(xué)理論基礎(chǔ)[M].北京：科學(xué)出版社，1990，38-43，206-208.

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[3]齊海政.高品質(zhì)商用車動力學(xué)建模關(guān)鍵問題研究[J].吉林大學(xué)，2011，84-88.

[4]胡乃杰.黃波.微車用傳動軸中間支撐的剛度分析與改進.機床與液壓，2011.

[5]B.海興，M.埃爾斯（著）.孫鵬（譯）.汽車底盤手冊[M].機械工業(yè)出版社，2012. 1.

[6]朱衛(wèi)兵，陳微微，謝珍蘭.傳動軸引起的車內(nèi)噪聲研究與解決[J].裝備制造技術(shù)，2012.11.