某四驱车型传动系统导致的车内轰鸣声研究

【摘要】 四驱传动系统在提升车辆超稳和爬坡性能的同时，带来了严重的车内轰鸣声问题。文章对四驱传动系统导致的车内轰鸣声机理及其控制进行了系统性阐述和讨论，并利用客观测试分析了某款开发中四驱车型产生车内轰鸣声的原因：传动系扭转振动过大和传动轴弯曲模态频率过低。通过调试扭转减振器和传动轴内置动力吸振器方案，显著降低了车内２ 阶和４ 阶噪声８ －２０ ｄＢ（Ａ），主观评估轰鸣声改善明显。

【关键词】 四驱传动系统 轰鸣声 扭转振动 吸振器

０ 引言

对高品质和多路况驾乘感受的追求促使越来越多的乘用车采用四驱传动系统。四驱传动系统在提升超稳和爬坡性能的同时，带来的轰鸣声问题亟待解决。对于搭载传统内燃机动力的车型，车内轰鸣声由于其频率低、能量大、突变明显，主观表现为耳压感，影响乘客的驾乘品质，严重时甚至危害乘客的身心健康［１］ 。

目前，四驱传动系统导致的车内轰鸣声研究主要集中在基于等效模型的传动系参数影响分析［２-３］ 、减振降噪措施［１， ４-６］ 和试验研究［１-２， ７］ 等方面。王东建立了传动系当量模型和整车ＡＭＥＳｉｍ模型，全面分析了传动系统参数对扭转振动频率和幅值的影响规律［２］ 。ＤＵ Ｈ Ｙ Ｉ 等结合非线性多体系统仿真和线性有限元分析，研究了传动轴弯曲模态被发动机激励产生共振而导致的整车轰鸣声问题。对于因四驱传动系统导致的车内轰鸣声，动力吸振器［１］ 、扭转减振器［４］ 、惯量盘［５］ 、双质量飞轮［６］ 和传动系统的隔振设计等，均是比较有效的解决方案，其中，以动力吸振器和扭转减振器效果最直接和突出。当前对于由四驱传动系统导致的车内轰鸣声的研究主要是基于实车开发的传递路径测试分析和调试，且通常仅针对单类问题进行研究［７］ 。

本文系统地阐述了四驱传动系统产生车内轰鸣声的机理和控制手段，并对某开发中四驱车型因传动系统产生的车内轰鸣声进行测试和分析，采用扭转减振器和动力吸振器方案进行实车调试，显著降低了车内２ 阶和４ 阶噪声，实车主观评估改善明显。

１ 四驱传动系统轰鸣声产生机理及控制

发动机激励主要为不平衡往复惯性力和气缸周期性气体压力引起的发动机曲轴扭矩波动，并经由离合器、变速器和传动轴作用之后，经轴承与后驱动单元传递到悬架系统，引起车身结构振动，进而引发结构辐射声能形成车内轰鸣声［８］ 。对于四缸四冲程发动机，其主要激励阶次为２ 阶。动力总成２ 阶激励在传动系统模态频率处被放大，通过支撑轴承和后驱动单元等传递至车身产生振动。其中，动力总成往复惯性力激励传动轴弯曲模态，并在弯曲模态处产生平动；动力总成扭矩波动激励传动系扭转模态，并在扭转模态处产生强烈的扭转振动。另外，传动轴的不平衡激励力随其转速平方增加，若不平衡力不能控制在较低水平，则在高车速下易产生轰鸣声。四驱传动系统的振动均是通过结构传递至车身并产生轰鸣声，即所谓的结构轰鸣声。

四驱车型传递路径长，在４０ －２００ Ｈｚ 低频段存在丰富的固有模态，受动力总成和传动轴激励，易引起系统结构共振［８］ 。该过程涉及发动机往复惯性力、燃烧和传动轴不平衡激励力控制、双质量飞轮隔振、传动系统扭转模态和传动轴弯曲模态控制、支撑轴承和后驱动单元隔振、后副车架隔振、车身模态和车内空腔模态控制等。由于市场对四驱车型动力性的追求，使得发动机扭矩增加，而汽车轻量化和乘坐空间的增加使得传动系统扭转模态和传动轴弯曲模态频率下降，两者加剧了四驱传动系统轰鸣声风险。

图１ 为四驱传动系统轰鸣声的传递路径和应对措施。激励方面：

（１）发动机往复惯性力可用平衡轴降低，但平衡轴价格昂贵，需在发动机开发前期预留空间，且对发动机油耗有一定负面影响；

（２）发动机扭矩波动可采用双质量飞轮、离心摆、扭转减振器和惯量盘等进行改善，其中，双质量飞轮和离心摆对于低频扭转振动改善明显［６］ ，扭转减振器可降低特定频率的传动系扭转振动［２， ４］ ；

（３）传动轴不平衡力可通过传动轴自身不平衡量、传动轴安装对中和传动轴安装角度进行控制。路径方面：（１）提高传动系的扭转模态频率和传动轴的弯曲模态频率，但发动机２ 阶激励频率可达到２００ Ｈｚ 以上，通常高于传动系的扭转模态频率（４０－８０ Ｈｚ） 和传动轴的弯曲模态频率（１００ －２００ Ｈｚ），因此，需进行动力吸振器设计，且后驱动单元刚体模态频率要避开传动系的扭转模态和传动轴的弯曲模态频率；（２）加强支撑轴承和后驱动单元隔振。响应方面：提高车身扭转和弯曲模态频率，且车身主要模态频率要避开车内空腔模态频率［９］ 。

２ 四驱传动系统轰鸣声优化

2．1 问题描述

某研发中四驱车型配置２．０ Ｔ 直列四缸汽油发动机、７ 速湿式双离合变速器和双质量飞轮，采用动力总成前置且四轮驱动布置。主观驾乘时，发动机转速在２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ附近，车内出现明显轰鸣声，且伴随地板和座椅振动。车内轰鸣声随发动机负荷增加而恶化，主观评分为５ 分。

为了量化车内轰鸣声水平，采用ＬＭＳ Ｔｅｓｔ Ｌａｂ对该研发中四驱车型乘客舱后排噪声进行客观测试，结果如图２ 所示，测试工况为３ 挡全油门加速。车内噪声在发动机转速为２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ时存在明显峰值，其中，２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 对应峰值为２ 阶噪声贡献，２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 对应峰值为４ 阶噪声贡献。２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 对应频率均为１３６ Ｈｚ，是发动机不同阶次能量在不同发动机转速下激励同一系统的响应。

2．2 问题分析

考虑到车内后排噪声主观感受较前排明显，且拆除传动轴后（此时车辆仅为前轮驱动），乘客舱在上述发动机转速范围内并未出现明显轰鸣声，因此可以定位该轰鸣声的产生与四驱传动系统有关。此外，后驱动单元壳体的２ 阶和４ 阶振动加速度峰值对应的转速与车内轰鸣声对应的转速基本一致（见图３），同样证明该轰鸣声为四驱传动系统导致。

车内轰鸣声抱怨频率主要为８３ Ｈｚ（对应２ ５００ ｒ／ｍｉｎ） 和１３６ Ｈｚ （ 对应２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ），与四驱传动系统扭转模态和传动轴弯曲模态有关。四驱传动系统模态频率参数如表１ 所示，传动系统扭转模态频率为８０．１ Ｈｚ，与２ ５００ ｒ／ｍｉｎ对应的２ 阶频率接近，故２ ５００ ｒ／ｍｉｎ车内轰鸣声为传动系统扭转振动导致。对于传动轴弯曲模态频率，前传动轴模态频率为１８０ Ｈｚ，尽管低于发动机最高２ 阶激励频率，但对应发动机转速为５ ４００ ｒ／ｍｉｎ，考虑到整车在５ ０００ ｒ／ｍｉｎ 以上运行几率较小，且对应的４ 阶噪声也无明显抱怨，因此不予考虑优化；后传动轴模态频率为１３７ Ｈｚ，其２ 阶和４ 阶频率分别对应发动机转速为４ １１０ ｒ／ｍｉｎ 和２ ０５５ ｒ／ｍｉｎ， 可以锁定车内２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 轰鸣声为后传动轴弯曲共振导致。

四驱传动系统的扭转模态频率取决于整个动力总成、传动系统和整车的扭转刚度及惯量，改变双质量飞轮的刚度和惯量、传动轴刚度和半轴刚度等，可以在小范围内改变传动系统的扭转模态频率和降低扭转振动幅值，但无法将其模态频率移出动力总成的激励频率范围（２５ －２００ Ｈｚ），也无法降低扭转振动幅值至可接受水平，故优化原有结构难以彻底改善轰鸣声［２］ 。尽管扭转模态频率无法移出动力总成激励频率范围，但仍需将后驱动单元刚体模态频率避开传动系统扭转模态频率５ Ｈｚ 以上，以达到避频目的。后驱动单元刚体模态频率如表２ 所示，第３ 阶模态频率为６８．３ Ｈｚ，与传动系统扭转模态频率（８０．１ Ｈｚ） 间隔约１２ Ｈｚ，第５ 阶模态频率为１２８．６ Ｈｚ，与后传动轴弯曲模态频率（１３７ Ｈｚ）间隔８．４ Ｈｚ，均满足避频要求，不会引起后驱动单元共振。

目前，行业内经验值是将传动系统扭转振动水平控制在２ ｒａｄ／ｓ 以内。传动系统扭转振动测试：发动机曲轴和变速器输入轴扭转振动是通过其原有的磁电传感器测量高精度转速获得；传动轴扭转振动是通过在后传动轴末端安装编码盘，利用光电转速传感器测量后传动轴的高精度转速计算获得。传动轴扭转振动测试如图４ 所示，先制作一个轻薄的铝合金圆盘安装在后传动轴末端，将打印好的黑白两色编码盘黏贴在圆盘上。圆盘和编码盘需进行简单对中：圆盘与传动轴对中通过加工限位保证，编码盘与圆盘对中通过编码盘和圆盘尺寸一致保证，即两者外圆直径相同。此处测得的扭转振动主要为发动机２ 阶频率，传动轴、圆盘和编码盘轻微偏心，不会影响测试结果。根据光斑尺寸，测试中采用的编码盘为黑白色各３０ 条，且交替排布。各轴高精度转速测试结果如图５（ａ）所示，通过其计算所得的２ 阶扭转振动如图５（ｂ）所示。发动机曲轴和变速器输入轴的扭转振动在１ ５００ ｒ／ｍｉｎ 以上随发动机转速的增加而逐渐减小，而后传动轴末端处扭转振动在８０ Ｈｚ附近出现明显峰值，峰值达到４．７３ ｒａｄ／ｓ，高于发动机曲轴和变速器输入轴的扭转振动，超出了设计目标， 故扭转振动过大是导致车内２ ５００ ｒ／ｍｉｎ轰鸣声的主要原因。

2．3 方案调试

针对传动系统扭转振动引起的车内轰鸣声，扭转减振器通常是首选。它一方面可通过阻尼吸收传动系统的扭转振动能量，降低激励；另一方面可通过自身惯量改变传动系统模态［１０］ 。对于传动轴弯曲振动引起的车内轰鸣声，可在传动轴增加动力吸振器来解决［１］ 。由于传动轴本身尺寸较大，在轴外侧增加动力吸振器，不仅其尺寸过大，且易与传动轴周边零件产生干涉。而传动轴通常为中空轴管，故可将动力吸振器设计在传动轴内部。

基于上述分析，对扭转减振器和传动轴内置动力吸振器参数进行调试验证，包括扭转减振器频率f１ 和惯量I、传动轴内置动力吸振器频率f２ 和质量m。其中，I 和m 主要取决于布置空间和整车重量控制。考虑到传动系统扭转振动水平超标严重，在布置空间许可的情况下，I 尽可能取大值，此处取I ＝０．０６７ ｋｇ· ｍ２ ，其他参数取值如表３ 所示。

２ ５００ ｒ／ｍｉｎ 车内轰鸣声为传动系统扭转振动导致，应通过扭转减振器解决。如图６ 所示，增加扭转减振器后，传动系统扭转振动有两方面变化：（１）峰值明显降低，从４．７ ｒａｄ／ｓ 降至２．５９ ｒａｄ／ｓ 和１．４７ ｒａｄ／ｓ；（２）扭转振动峰值由一个变为两个，且随着扭转减振器频率逐渐靠近扭转模态频率，较高频率的扭转振动峰值降低，而较低频率的扭转振动峰值升高。应确保在降低较高频率轰鸣声的同时，不会导致较低频率的轰鸣声抱怨。增加扭转减振器前后车内轰鸣声对比如图７ 所示，２ ５００ ｒ／ｍｉｎ附近车内２ 阶轰鸣声降低８ ｄＢ（Ａ）以上。对比不同频率扭转减振器在２ ７００ －２ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 阶噪声，５７ Ｈｚ时比５１．５ Ｈｚ 低约２ ｄＢ（Ａ），且并未导致１ ３００－１ ５００ ｒ／ｍｉｎ的２ 阶噪声增加，故设计扭转减振器频率为５７ Ｈｚ，惯量为０．０６７ ｋｇ· ｍ２ 。

传动轴弯曲模态共振导致的车内轰鸣声，应采用传动轴内置动力吸振器解决。传动轴弯曲振动最大振幅位于其轴线中部位置，故内置动力吸振器安装在传动轴中部效果最佳。内置动力吸振器频率和质量参数如表３ 所示，在开发车上验证效果如图８ 所示。采用表３ 内的任意动力吸振器，车内４ １００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 阶噪声和２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 的４ 阶噪声均下降超过２０ ｄＢ（Ａ），证明动力吸振器对改善传动轴弯曲共振导致的车内轰鸣声的有效性。另外，车内２ 阶和４ 阶噪声分别在３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ和１ ５００ －１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 有增加。当m＝１ ｋｇ 时，f２ 从１３０ Ｈｚ 下降至１２１ Ｈｚ，低转速噪声峰值对应的频率降低，且２ 阶和４ 阶噪声降低５ ｄＢ（Ａ）以上。当f２ ＝１２１ Ｈｚ 时，m 从１ ｋｇ 减小至０．４ ｋｇ，车内３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 阶噪声和１ ５００ －１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的４ 阶噪声略有增加。因此，内置动力吸振器参数选取为f２ ＝１２１ Ｈｚ，m ＝１k

对方案５ 进行实车主观评估发现，２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 的车内轰鸣声改善明显，主观评分达到８ 分；对于动力吸振器导致的３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 阶噪声和１ ５００－１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的４ 阶噪声幅值略有增加，主观评估并无轰鸣声抱怨。

３ 结语

四驱传动系统在乘用车市场的广泛应用使得其导致的车内轰鸣声问题亟待解决。本文首先对四驱传动系统产生车内轰鸣声机理和控制措施进行了详细阐述和讨论。其次，针对某开发中四驱车型，对车内轰鸣声进行客观量化测试，并分析导致车内轰鸣声的原因：（１）２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ的轰鸣声为后传动轴弯曲共振导致；（２）２ ５００ ｒ／ｍｉｎ轰鸣声为传动系扭转振动过大导致。最后，通过调试，扭转减振器降低车内２ 阶噪声约８ ｄＢ（Ａ），传动轴内置动力吸振器降低车内２ 阶和４ 阶噪声２０ ｄＢ（Ａ）以上，实车主观评估改善明显，达到可接受水平。

作者：唐 培 康传章 胡亮亮