王鑫，馬虎森，陳曉利，趙璇

陜西法士特汽車傳動(dòng)工程研究院,陜西西安 710119

0 引言

隨著汽車市場(chǎng)的高速發(fā)展，人們對(duì)汽車乘坐舒適性要求越來越高，汽車的噪聲、振動(dòng)和粗糙度(NVH)性能已逐漸成為整車性能評(píng)價(jià)的一項(xiàng)重要指標(biāo)。目前由于共振而產(chǎn)生的振動(dòng)、噪聲問題，是常見的NVH問題之一。車輛行駛過程中存在多種激勵(lì)源，當(dāng)激勵(lì)頻率與部件固有頻率重合時(shí)，將會(huì)導(dǎo)致整車振動(dòng)與噪聲水平增大，引起駕乘人員主觀感受的強(qiáng)烈不適，因此必須對(duì)其進(jìn)行控制。

本文針對(duì)某型商用車匹配10擋5×2主副箱結(jié)構(gòu)手動(dòng)變速器，掛8擋加速和滑行過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 900～2 100 r/min附近駕駛室主觀感受存在明顯嘯叫聲問題，結(jié)合噪聲測(cè)試及模態(tài)測(cè)試分析，確定該嘯叫聲由變速器3擋齒輪副嚙合頻率激起傳動(dòng)軸共振所致。采取調(diào)整變速器3擋齒輪齒數(shù)方案，將共振轉(zhuǎn)速移出常用轉(zhuǎn)速范圍，實(shí)車驗(yàn)證達(dá)到解決問題的效果，為實(shí)車NVH性能提升提供了很大幫助。

1 整車振動(dòng)噪聲測(cè)試

1.1 測(cè)試工況

分別在8擋勻加速及整車滑行兩種狀態(tài)下，對(duì)駕駛室、變速箱及傳動(dòng)軸處進(jìn)行噪聲測(cè)試，測(cè)試工況見表1。

表1 測(cè)試工況

1.2 傳感器布置

在駕駛室、變速器及傳動(dòng)軸近場(chǎng)分別布置聲傳感器，具體位置如圖1所示。

圖1 聲傳感器安裝位置

1.3 測(cè)試結(jié)果分析

8擋在1 900～2 100 r/min附近的嘯叫在加速和滑行降速過程中均存在，滑行工況更為明顯，本文以滑行工況為例進(jìn)行原因分析。

圖2為駕駛室噪聲Colormap圖。由圖可以看出，在1 900～2 100 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，3擋齒輪36.62階附近存在明顯邊頻，邊頻為傳動(dòng)軸2階。圖3為變速器近場(chǎng)噪聲Colormap圖。由圖可知3擋齒輪36.62階附近也存在輕微傳動(dòng)軸2階邊頻。圖4為傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲Colormap圖。由圖可知在傳動(dòng)軸近場(chǎng)3擋齒輪36.62階附近傳動(dòng)軸2階邊頻更為明顯。

圖2 駕駛室噪聲Colormap圖

圖3 變速器近場(chǎng)噪聲Colormap圖

圖4 傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲Colormap圖

3處測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)中可以看出，在1 233 Hz頻率處聲信號(hào)中均存在明顯共振，對(duì)應(yīng)共振轉(zhuǎn)速為1 900～2 100 r/min，即為嘯叫聲對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速，在837、957和1 666 Hz也存在共振，響應(yīng)相對(duì)不明顯。綜上所述，根據(jù)Colormap圖分析特征，懷疑嘯叫與傳動(dòng)軸共振有關(guān)。

2 傳動(dòng)軸模態(tài)測(cè)試

2.1 測(cè)點(diǎn)布置

為進(jìn)一步確認(rèn)傳動(dòng)軸共振是否為引起嘯叫的原因，采用敲擊法對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。振動(dòng)傳感器布置位置如圖5所示。

圖5 模態(tài)測(cè)試測(cè)點(diǎn)布置

2.2 模態(tài)測(cè)試結(jié)果

圖6為傳動(dòng)軸各測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)。由圖可以看出，傳動(dòng)軸在2 000 Hz范圍內(nèi)，存在4階模態(tài)固有頻率，分別為837.5、957.5、1 233、1 665 Hz，且與傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲分析的共振頻率一致?？膳袛嘣搰[叫問題是由加速/滑行降速過程中，齒輪嚙合頻率與傳動(dòng)軸固有頻率重合引起傳動(dòng)軸共振而導(dǎo)致的傳動(dòng)軸嘯叫。在1 900～2 100 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，駕駛室嘯叫主觀感受明顯，主要是3擋齒輪36.62階激勵(lì)起第一節(jié)傳動(dòng)軸在1 233 Hz處的模態(tài)而引起傳動(dòng)軸嘯叫。

圖6 傳動(dòng)軸各測(cè)點(diǎn)傳遞函數(shù)

3 方案優(yōu)化與驗(yàn)證

3.1 優(yōu)化方案

對(duì)于共振問題的改進(jìn)大致有兩類辦法：①調(diào)整結(jié)構(gòu)，使得激勵(lì)頻率避開系統(tǒng)固有頻率；②降低激勵(lì)能量，減小傳遞函數(shù)，達(dá)到降低共振峰值的目的。文中采取調(diào)整變速器3擋齒輪副齒數(shù)方案，優(yōu)化調(diào)整前后3擋齒輪副參數(shù)見表2。優(yōu)化齒數(shù)后，3擋齒輪嚙合階次由原來的36.24階，降低為29.15階，激勵(lì)起傳動(dòng)軸1 223 Hz固有頻率共振轉(zhuǎn)速由1 900～2 100 r/min上移至2 550 r/min左右，已移出常用轉(zhuǎn)速區(qū)間以外，如圖7所示。

表2 齒數(shù)優(yōu)化方案

圖7 階次調(diào)整示意

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證該優(yōu)化方法的合理性，原車換裝優(yōu)化3擋齒輪副齒數(shù)后的變速器，采用第1.1節(jié)相同的試車工況進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試。圖8和圖9分別為滑行工況駕駛室和傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲聲壓級(jí)。由圖8可以看出，在900～2 150 r/min測(cè)試轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，駕駛室的噪聲平均為65.96 dB(A);調(diào)齒數(shù)后駕駛室的噪聲平均為65.55 dB(A)。由圖9可以看出，在900～2 150 r/min測(cè)試轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲平均為99.80 dB(A);調(diào)齒數(shù)后的傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲平均為96.40 dB(A)。由此可見，調(diào)齒數(shù)后駕駛室噪聲平均降低約0.4 dB(A)，傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲平均降低約3.4 dB(A)，在共振轉(zhuǎn)速區(qū)間噪聲降低幅值更為明顯。

圖8 駕駛室噪聲聲壓級(jí)

圖9 傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲聲壓級(jí)

圖10和圖11分別為駕駛室和傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲三維頻譜，在1 900～2 100 r/min共振響應(yīng)明顯降低。車內(nèi)主觀感受嘯叫問題明顯改善。

圖10 駕駛室噪聲三維頻譜

圖11 傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲三維頻譜

4 結(jié)論

通過對(duì)某商用車嘯叫問題進(jìn)行了測(cè)試及分析研究，得到如下結(jié)論：

(1)原車嘯叫測(cè)試數(shù)據(jù)Colormap圖可以看出，8擋時(shí)1 900～2 100 r/min的嘯叫問題主要為變速器三擋齒輪副36.62階的嚙合激勵(lì)激起1 233 Hz固有頻率共振引起，且齒輪嚙合階次存在明顯的傳動(dòng)軸2階邊頻，初步確定嘯叫由傳動(dòng)軸共振引起。

(2)通過模態(tài)測(cè)試，傳動(dòng)軸在2 000 Hz范圍內(nèi)，存在4階模態(tài)固有頻率，分別為837、957、1 233、1 666 Hz，4階模態(tài)固有頻率共振在測(cè)試信號(hào)中均有表現(xiàn)，嘯叫主要由傳動(dòng)軸1 233 Hz固有頻率共振引起。

(3)采用優(yōu)化變速箱三擋齒輪副齒數(shù)的方案，將3擋齒輪嚙合階次由36.24階降低為29.15階，激勵(lì)起傳動(dòng)軸1 223 Hz固有頻率共振轉(zhuǎn)速由1 900～2 100 r/min上移至2 550 r/min左右，移出常用轉(zhuǎn)速區(qū)間。試車測(cè)試駕駛室噪聲平均降低約0.4 dB(A)，傳動(dòng)軸近場(chǎng)噪聲平均降低約3.4 dB(A)，在共振轉(zhuǎn)速區(qū)間噪聲降低幅值更為明顯，車內(nèi)主觀感受嘯叫問題明顯改善。