吳昱東，李人憲，丁渭平，康　強，楊明亮，向　偉

（1.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

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基于半軸扭轉剛度調校的新型微客轟鳴聲治理

吳昱東1,2，李人憲1，丁渭平1，康強3，楊明亮1，向偉1

（1.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031；2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

摘要：針對傳動系扭振引致的新型微型客車內轟鳴聲問題，以某型國產前置后驅新型微型客車為研究對象，建立傳動系扭振理論分析模型，獲取微車傳動系扭振特性。運用傳動系扭振測試分析結果對理論分析模型的有效性進行驗證，并在此基礎上開展關鍵部件扭轉剛度對微車傳動系扭振模態(tài)的影響規(guī)律研究，充分挖掘傳動系部件參數(shù)設計上的抗扭振潛力。提出通過調校驅動半軸扭轉剛度實現(xiàn)微車傳動系扭振問題治理的方法，并設計針對性實驗對該方法進行驗證。結果表明：適當降低驅動半軸扭轉剛度，可以有效減小微車傳動系扭振，進而降低車內轟鳴聲，提升車內聲振舒適性。

關鍵詞：聲學；驅動半軸；扭轉剛度；扭振；新型微客；轟鳴聲

2013年以來，國內傳統(tǒng)微車市場開始持續(xù)走低，而新型微客（又稱低端經濟型MPV）卻逆勢上揚，憑借其小排量、低成本、多功能的顯著特點，不僅沒有受到傳統(tǒng)微車銷量下降的直接影響，還呈現(xiàn)出了銷售異?；鸨木置?，已逐漸成為微車產業(yè)的支柱[1,2]。隨著微車由載貨型向載客型及多功能型車的快速發(fā)展，人們對新型微客的性能要求也全面提高，尤其是對與乘員有直接影響的車內聲振舒適性更是日漸苛刻，因此新型微客在該方面的不足與缺陷也逐漸暴露，傳動系扭轉振動引致的車內低頻轟鳴聲便是新型微客目前最為顯著的問題之一。

早期，在汽車傳動系扭振問題研究過程中，已形成一些較為有效的治理方法。在國外，雙質量飛輪（DMF）被廣泛地應用于排量1.6 L以上的柴油車上，通過將振動源（發(fā)動機）與傳動系隔離的方式，降低汽車傳動系的扭振響應。盡管雙質量飛輪具有優(yōu)良的減振性能，但目前國內汽車所裝配的雙質量飛輪產品幾乎全部依靠國外進口，使用成本較高，對于以低廉價格為重要優(yōu)勢的微車來說，安裝雙質量飛輪是十分困難的[3]。國內微車廠商通常使用一些成本相對較低措施來進行汽車傳動系扭振治理，主要包括：在發(fā)動機自由端安裝扭轉減振器（TVD）以減小發(fā)動機扭轉振動激勵；在傳動軸適當位置安裝TVD以直接抑制傳動系扭轉振動；在后橋橋殼處安裝動力吸振器（Damper）以阻止傳動系扭振激發(fā)后橋振動并傳遞至車身。然而在使用這類減振措施時，一方面，由于TVD、Damper中橡膠元件的耐久性不足，彈性特性不易保持，長時間使用后，橡膠元件彈性特性會發(fā)生變化，抗扭振效果也會隨之大大降低，甚至會引起傳動系異響等其他噪聲問題；另一方面，減振裝置會增加傳動系的總體質量，與目前汽車輕量化、經濟化的大趨勢背道而馳，這是微車廠商與用戶都極不愿意接受的[4~6]。因此需要在深入分析新型微客傳動系扭振特性的基礎上，充分挖掘傳動系結構設計的抗轟鳴聲潛力，在避免成本增加、經濟性下降的情況下，尋求實現(xiàn)微車傳動系扭振治理的有效方法，進而提升新型微客車內聲振舒適性。

1　問題描述

國產微客的動力傳動系布置形式多為前置后驅，主要由發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成，這些部件共同組成了一個扭轉振動系統(tǒng)，在車輛行駛過程中，發(fā)動機輸出扭矩波動、傳動部件運動的沖擊、行駛阻力的作用等，會使動力傳動系產生扭轉振動響應，甚至激發(fā)傳動系的扭轉共振，強烈的扭轉振動會引起汽車后橋發(fā)生劇烈的俯仰或側傾，進而導致懸架安裝點處產生很大的動態(tài)力，根據(jù)懸架形式的不同，這些力通過副車架或者直接作用到車身，激發(fā)車內振動與噪聲[7–9]。

如圖1所示，在3、4、5檔全油門加速工況下，對某國產前置后驅新型微客車內噪聲進行測試，從圖2中原車狀態(tài)測試結果可以看出，在發(fā)動機處于低轉速（低于2 000 r/min）范圍內時，車內噪聲較大，尤其是發(fā)動機轉速位于1 100 r/min及1 500 r/min附近時，車內噪聲聲壓級存在明顯峰值，乘員主觀感受到強烈的壓迫耳膜的轟鳴聲。如圖3所示在4檔全油門加速工況下，對微車傳動系主減速器輸入端進行扭振測試，由原車狀態(tài)測試分析結果（如圖4所示）可以看出，傳動系在發(fā)動機低轉速范圍內扭振幅值較大，同樣也在1 100 r/min及1 500 r/min附近存在扭振峰值。另一方面，當在該車主減速輸入軸處安裝TVD后，從圖4可以看出，該新型微客動力傳動系在低轉速區(qū)間得到了有效降低，車內噪聲也隨之減?。ㄓ蓤D2可知）。可見，發(fā)動機低轉速時傳動系的扭振是引起該車加速過程中車內轟鳴聲的根源所在，減小傳動系扭振響應，是治理微車車內低速轟鳴聲的有效途徑。

圖1　新型微客車內噪聲測試

圖2　加速工況車內噪聲測試分析結果

圖3　新型微客傳動系扭振測試

圖4　傳動系扭振測試分析結果

2　傳動系扭振特性分析

2.1傳動系扭振理論分析模型建立

傳動系扭振治理，首先要深入分析其扭振特性。目前這方面的研究多采用多自由度集中質量模型，即根據(jù)簡化前后系統(tǒng)的動能和勢能保持不變的原則，將傳動系統(tǒng)簡化為由無彈性的慣性盤和無質量的彈性軸組成的當量模型[10]，建立相應的力學和數(shù)學模型進行求解，其動力學方程為式中[I]為轉動慣量矩陣，由傳動系當量模型中慣性盤的轉動慣量構成；[C]為扭轉阻尼矩陣，主要包括發(fā)動機、離合器及輪胎阻尼；[K]為扭轉剛度矩陣，由傳動系當量模型中彈性軸的扭轉剛度構成；[M]為激勵力矩矩陣。

對于扭轉振動的研究，一般包含兩個部分，一是自由振動分析計算，二是強迫振動分析計算。自由振動分析計算，即方程右邊干擾力矩矩陣為{0}，主要目的是確定系統(tǒng)本身的固有頻率和振型；強迫扭振則是計算軸系在干擾力矩作用下的扭轉振動幅值。當外界干擾力矩的頻率等于或接近系統(tǒng)固有頻率，且干擾力矩與扭振角位移相位相同時，便發(fā)生扭轉共振，干擾力矩向系統(tǒng)輸入能量最大。

圖5所示為新型微客動力傳動系扭振當量模型示意圖，表1為傳動系扭振當量模型中包含的傳動系部件及其相關參數(shù)。

圖 5傳動系扭振當量模型

表1　各扭振元件當量轉動慣量及扭轉剛度（3檔）

2.2模型驗證對扭振當量模型進行自由振動計算，可以獲得該車傳動系統(tǒng)各檔位下的扭振模態(tài)，見表2?？梢钥闯?，傳動系第4階和第5階扭振模態(tài)頻率對應的發(fā)動機（4缸汽油機）2階共振轉速大約為1 100 r/min和1 500 r/min，在常用轉速范圍內，容易誘發(fā)傳動系統(tǒng)強烈扭振響應，傳遞至車身，造成車內轟鳴聲。

表2　傳動系扭振模態(tài)

為驗證傳動系扭振當量模型及其算法的有效性，針對該微車傳動系進行了扭振測試。扭振實驗在整車轉鼓上進行，采用磁電式傳感器，測量微車傳動系主減速器輸入端的扭振角速度隨發(fā)動機轉速的變化，并記錄該車1、2、3、4、5檔全油門加速時2階扭振角速度峰值的頻率，與模態(tài)計算分析結果進行對比，見表3。各檔位下傳動系模態(tài)計算分析結果與測試分析結果（第4階與第5階扭振模態(tài)）相對誤差較小，最大不超過5%。因此，本文所建立的傳動系扭振當量計算模型較為準確，其計算結果與車輛實際情況基本一致，可用于該車傳動系扭振模態(tài)影響因素的分析。

表3　傳動系扭振模態(tài)計算與測試結果對比

2.3關鍵參數(shù)對動力傳動系扭振模態(tài)靈敏度分析

扭轉剛度是影響傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)的重要參數(shù)?；谏鲜鰝鲃酉诞斄磕Ｐ?，通過計算分析可以獲得在各部件扭轉剛度對敏感頻段內傳動系模態(tài)的影響靈敏度。如圖6及圖7所示為曲軸、離合器、傳動軸、半軸及輪胎扭轉剛度分別對傳動系統(tǒng)4、5階扭振模態(tài)的影響分析結果。半軸及輪胎的扭轉剛度變化對動力傳動系第4階扭振模態(tài)頻率影響較大，隨著輪胎或半軸的扭轉剛度增大，第4階扭振模態(tài)頻率迅速增大；動力傳動系第5階扭振模態(tài)頻率對半軸扭轉剛度變化最為敏感，當半軸扭轉剛度增大時，第5階扭振模態(tài)頻率上升明顯。由此可見，驅動半軸扭轉剛度是調諧微車傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)的關鍵參數(shù)，驅動半軸扭轉剛度設計整改能夠對整車傳動系扭振特性產生重要影響，可能成為微車傳動系扭振問題治理的突破口。由于輪胎的扭轉剛度涉及到汽車行駛穩(wěn)定性、安全性等多方面因素，設計工作十分復雜，且輪胎扭轉剛度對傳動系第5階扭振模態(tài)影響較小，此處暫不考慮。

3　驅動半軸扭轉剛度整改設計

圖6　第4階扭振模態(tài)頻率變化曲線

圖7　第5階扭振模態(tài)頻率變化曲線

驅動半軸整改設計前，首先需要確定驅動半軸扭轉剛度的設計范圍。半軸扭轉剛度主要取決于其軸徑，該微車驅動半軸的原始軸徑為31 mm，驅動半軸的軸徑設計需要考慮軸承安裝、后橋橋殼空間布置的幾何限制以及半軸所需承受的強度條件，通過計算得到該車驅動半軸的最大軸徑可以達到34.2 mm（軸承安裝的限制），最小軸徑為27.1 mm（強度條件限制）。建立相應的有限元模型，進行計算分析后獲得驅動半軸的原始扭轉剛度為1 1826.5 Nm/ rad，最小扭轉剛度為8 094.3 Nm/rad，最大扭轉剛度為15 177.8 Nm/rad。將驅動半軸最小及最大扭轉剛度分別代入微車傳動系扭振當量計算模型中，進行扭振自由振動和強迫振動計算，得到安裝不同驅動半軸時微車傳動系的扭振特性，見圖8及表4。

圖8　傳動系扭振響應計算分析結果

表4所示為安裝原裝半軸、最小扭轉剛度半軸及最大扭轉剛度半軸時，微車傳動系的扭振模態(tài)頻率。可以看出，與原裝半軸相比，安裝最小扭轉剛度半軸時，傳動系第4階與第5階扭振模態(tài)頻率都有所減小，當變速器位于4檔，傳動系第4階扭振模態(tài)由36.9 Hz降低至34.6 Hz，第5階扭振模態(tài)由53.8 Hz減小至49.4 Hz；而安裝最大扭轉剛度半軸時，傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)頻率則向高頻偏移。

圖8為安裝不同扭轉剛度驅動半軸時，微車傳動系輸入端的扭振響應計算結果。由圖8可知，隨著半軸扭轉剛度減小至最小設計值時，微車傳動系扭振響應整體都有所降低，尤其是在發(fā)動機低轉速區(qū)間，另外，傳動系扭振峰值也向低頻偏移；半軸扭轉剛度增加至最大設計值，傳動系扭振響應峰值向高頻偏移，總體扭振幅值增大。由此可見，使用較低扭轉剛度的驅動半軸，可以有效降低微車傳動系扭轉振動。

表4　傳動系扭振模態(tài)頻率 (安裝不同扭轉剛度半軸)

4　驅動半軸扭轉剛度調校降噪效果驗證

為驗證半軸扭轉剛度降低在實車減振降噪應用中的效果，試制了減小軸徑的驅動半軸，如圖9所示，其扭轉剛度為8 094.3 Nm/rad，裝車進行傳動系扭振測試及車內噪聲測試，并將測試結果與原車狀態(tài)、及安裝TVD狀態(tài)進行對比。從圖10可以看出，安裝低扭轉剛度的驅動半軸后，在全油門加速過程中，與微車原始狀態(tài)相比，動力傳動系扭振減小，尤其在發(fā)動機低轉速區(qū)間，扭振幅值減低明顯；從圖11也可以看出，安裝低扭轉剛度半軸后，車內噪聲減小，特別是在發(fā)動機低速區(qū)間，噪聲聲壓級降低明顯，車內主觀聲振舒適性也有顯著改善。另一方面，從圖10及圖11還可以看出，低扭轉剛度驅動半軸在發(fā)動機低轉速區(qū)間能夠達到與TVD相近的減振降噪效果，在發(fā)動機高轉速時，更是避免了安裝TVD帶來的傳動系動不平衡量增大、車內噪聲升高的問題。由此可見，合理地設計驅動半軸扭轉剛度，可以達到有效減小微車傳動系扭振、降低車內轟鳴聲、提升車內聲振舒適性的效果。

圖9　驅動半軸試驗樣件

圖10　傳動系扭振測試結果對比

圖11　車內噪聲測試結果對比

5結　語

（1）建立了某型國產前置后驅新型微客傳動系的扭振當量分析模型，并基于測試及計算結果，深入分析了新型微客傳動系的扭振特性。新型微客傳動系在低頻區(qū)間存在扭振模態(tài)，在發(fā)動機低轉速時易被激發(fā)，產生強烈的扭轉振動響應，傳遞至車身引致車內轟鳴聲問題；

（2）研究了關鍵部件扭轉剛度對新型微客傳動系扭振模態(tài)的影響規(guī)律，充分挖掘了傳動系部件參數(shù)設計上的抗扭振潛力，發(fā)現(xiàn)驅動半軸扭轉剛度是調諧微車傳動系第4階及第5階扭振模態(tài)頻率的關鍵參數(shù)；

（3）提出了通過調校驅動半軸扭轉剛度降低新型微客傳動系扭振的方法，并設計針對性試驗對該方法進行驗證，結果表明適當?shù)亟档万寗影胼S扭轉剛度，可以達到有效減小微車傳動系扭振、降低車內轟鳴聲、提升車內聲振舒適性的效果。

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Email：dwpc@263.net

中圖分類號：TU112；TH132

文獻標識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.015

文章編號：1006-1355(2016)01-0070-05+78

收稿日期：2015-07-09

基金項目：高等學校博士學科點專項科研基金資助項目（20100184110002）；中央高?；究蒲袠I(yè)務費專項資金資助（SWJTU12CX036）

作者簡介：吳昱東(1989-)，男，南京市人，博士生，主要研究方向為汽車噪聲、振動與舒適性方面研究。E-mail:swjtuwyd@gmail.com

通訊作者：丁渭平(1968-)，男，教授。

Interior Booming Noise Reduction in New Minivans Based on Axle-shaft Torsional Stiffness Modification

WU Yu-dong1,2,LI Ren-xian1,DING Wei-ping1, KANGQiang3,YANG Ming-liang1,XIANGWei1

（1.School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 2.Department of Mechanical Engineering,KU Leuven,Belgium 3001; 3.SAIC-GM WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China）

Abstract:The interior booming noise of new minivans caused by drivetrain torsional vibration was studied.The model of a typical FR minivan made in China was built for lumped-parameter torsional vibration analysis of the drivetrain.The model was validated by a drivetrain torsional vibration test.Then,the characteristics and the stiffness sensitivities of the minivan drivetrain torsional vibration were analyzed based on the validated model.The axle-shaft torsional stiffness was found to be the most sensitive parameter to the minivan drivetrain torsional vibration.An approach to reduce the drivetrain torsional vibration by modifying the axle-shaft torsional stiffness was proposed and the validation experiment was conducted.The results show that the well-designed torsional stiffness of the axle-shaft can effectively reduce the drivetrain torsional vibration and the interior booming noise so that the acoustic comfort of the new minivans is improved.

Key words:acoustics;axle-shaft;torsional stiffness;torsional vibration;new minivan;booming noise