關(guān)鍵詞：振動噪聲；傳遞路徑；車輛傳動軸；傳動系統(tǒng)；匹配設(shè)計；動不平衡

0前言

傳動軸是后驅(qū)/四驅(qū)車輛傳動系統(tǒng)重要的組成部分，其將動力從變速箱傳遞至驅(qū)動橋，整個過程中易引起與傳動軸自身旋轉(zhuǎn)倍頻相關(guān)的一階整車振動噪聲抱怨?，F(xiàn)階段，國內(nèi)外對于傳動軸引起的一階振動噪聲的研究主要集中于兩個方面：一是提高零件制造加工精度，降低動平衡量［1］；二是利用多體轉(zhuǎn)子模型方法分析不同平衡量對振動噪聲的影響［2］。但現(xiàn)有研究未考慮全系統(tǒng)撓度和模態(tài)對其的影響［3］，只集中于傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)子模型，研究對象較為局限。

基于傳遞路徑理論，本文提出一種傳動軸不平衡激勵引起的整車噪聲分析方法，運用轉(zhuǎn)子不平衡動力學(xué)原理，求解傳動系統(tǒng)不平衡激勵，并將其加載至整車有限元傳遞函數(shù)模型，求解整車噪聲響應(yīng)。該方法綜合考慮傳動軸柔性撓度、各系統(tǒng)解耦，以完成車身結(jié)構(gòu)、底盤零件與傳動系統(tǒng)柔性的匹配設(shè)計［4］，從而更為準(zhǔn)確地預(yù)測了傳動軸不平衡激勵引起的整車噪聲。

但實際上，由于傳動軸的長管結(jié)構(gòu)導(dǎo)致質(zhì)量分布不均，會引起傳動軸的動不平衡。沿傳動軸劃分n 個徑向平面，在每個徑向平面內(nèi)都存在不平衡質(zhì)量與不平衡力，如圖1 所示。

2問題描述

某四驅(qū)運動型多用途汽車（SUV）車型開發(fā)過程中，當(dāng)車輛行駛速度gt;90 km/h 時，出現(xiàn)整車噪聲較大抱怨，主觀不可接受，需進行優(yōu)化提升。圖4 為加速工況下，車內(nèi)噪聲與傳動軸中間支撐振動的測量結(jié)果。由圖4 可知，當(dāng)車速為93 km/h 時，車內(nèi)出現(xiàn)45 Hz 的噪聲抱怨，同步監(jiān)測到傳動軸中間支撐也存在45 Hz處的明顯振動。

3仿真工況確認

對傳動軸進行動平衡檢測，傳動軸殘余不平衡量為42 g·cm。根據(jù)式（5）計算得出傳動軸一階不平衡力和不平衡力矩，如圖5 所示。

四驅(qū)車傳動軸不平衡激勵至車內(nèi)傳遞示意如圖6 所示。依據(jù)圖3 單根傳動軸不平衡力（矩）簡化的方法將圖5 的前傳動軸和后傳動軸的不平衡力和不平衡力矩模擬加載到圖6 的位置P1～P6，其中P1、P3 為前傳動軸不平衡力加載點，P2 為前傳動軸不平衡力矩加載點，P4、P6 為后傳動軸不平衡力加載點，P5 為后傳動軸不平衡力矩加載點。在整車有限元模型中，可進行加載后的車內(nèi)噪聲仿真。為解決整車噪聲大的問題，筆者從降低激勵源、控制傳遞路徑兩方面開展優(yōu)化工作。

4 降低激勵源

降低激勵源的主要方式為減小傳動系統(tǒng)的動平衡，筆者將從傳動軸不平衡和整個動力傳動系統(tǒng)動平衡進行研究。

4. 1 傳動軸不平衡影響

利用該整車有限元模型進行仿真，得到該SUV車內(nèi)噪聲與傳動軸不平衡量對比，見表1。當(dāng)目標(biāo)車內(nèi)A 聲級噪聲≤55 dB 時，客戶無抱怨，即得到傳動軸殘余不平衡量需小于15 g·cm。

4. 2 動力傳動系統(tǒng)不平衡影響

動力傳動系統(tǒng)包括前橋、前傳動軸、后傳動軸及后橋。按照仿真結(jié)果，控制傳動軸殘余不平衡量小于15 g·cm，選取的實際樣件見表2。為了分析更換樣件后的傳動系統(tǒng)動不平衡量對高速工況下整車車內(nèi)噪聲的影響，在車速為93 km/h 時對車內(nèi)各樣件組合進行了噪聲測量，見表3。

各路徑傳遞函數(shù)可由整車仿真或?qū)嵻嚋y試獲得，利用車內(nèi)噪聲控制模型計算得到各路徑傳遞函數(shù)，如圖7所示。

由圖7可知，各路徑均在頻率為45 Hz 處存在明顯峰值，初步判斷底盤或車身結(jié)構(gòu)存在共振，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲增大。對車身模態(tài)進行仿真，車身模態(tài)響應(yīng)圖如圖8 所示。由圖8 可知，頂棚橫梁處存在明顯的模態(tài)，需控制傳動軸到車身響應(yīng)的傳遞函數(shù)。對頂棚橫梁局部結(jié)構(gòu)進行加強，增加1.5 kg 的質(zhì)量塊，從而使頂棚橫梁局部模態(tài)降低至43 Hz。

根據(jù)整車模態(tài)貢獻量分析，后橋存在44 Hz 的彎曲模態(tài)，后橋響應(yīng)在傳動軸一階不平衡激勵下被放大，如圖9 所示。

優(yōu)化后的橋殼體結(jié)構(gòu)如圖10 所示，在后橋殼體兩側(cè)增加料厚為2.5 mm 的加強鋼板，后橋模態(tài)由44 Hz 提升至48 Hz。對車身及后橋進行優(yōu)化后，車內(nèi)A 聲級噪聲下降2 dB，見表4。

利用整車多路徑合成響應(yīng)方法，仿真計算車內(nèi)噪聲結(jié)果并將其與實車測試結(jié)果進行對比（如圖11所示），二者較為一致，證明本文提出的由傳動軸不平衡激勵引起的整車噪聲分析方法具備有效性。

6 試驗驗證

依據(jù)仿真結(jié)果，制作傳動軸不平衡量為15 g·cm 和加強后橋的樣件，實車裝配后測量的車內(nèi)噪聲如圖12 所示。由圖12 可知，當(dāng)車速為93 km/h 時，優(yōu)化后車內(nèi)A 聲級噪聲降低了9 dB，證明優(yōu)化方案效果較好。

7 結(jié)語

本文提出了由傳動軸不平衡激勵引起的整車噪聲分析方法，經(jīng)仿真試驗對比，該方法能夠有效預(yù)測車內(nèi)噪聲，并通過實際案例對傳動軸殘余不平衡量及車身、后橋模態(tài)進行優(yōu)化，使車內(nèi)A 聲級噪聲降低9 dB，實現(xiàn)了整車開發(fā)目標(biāo)；同時得出后驅(qū)車型傳動軸殘余不平衡量需小于15 g·cm 的設(shè)計經(jīng)驗。該方法可應(yīng)用于后驅(qū)或四驅(qū)車型的噪聲-振動-聲振粗糙度的性能優(yōu)化，縮短車輛的開發(fā)周期，提升客戶滿意度。