傳動系扭振引起的車內轟鳴聲實驗*

王媛文， 董大偉， 魯志文， 孫梅云 ， 閆 兵

(1.西南交通大學機械工程學院 成都，610031) (2.中國北車集團唐山軌道客車有限責任公司 唐山，063035)

傳動系扭振引起的車內轟鳴聲實驗*

王媛文1， 董大偉1， 魯志文1， 孫梅云2， 閆 兵1

(1.西南交通大學機械工程學院 成都，610031) (2.中國北車集團唐山軌道客車有限責任公司 唐山，063035)

針對前置后驅車低轉速車內轟鳴聲問題，運用傳遞路徑分析和模態實驗方法分析了車內轟鳴聲的激振源、傳遞路徑和峰值產生的機理。激振力主要來源于主減速器輸入端的扭轉交變力矩，扭轉交變力矩以軸承支反力的形式作用于后橋上并傳遞至車內。1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值都是多處共振綜合作用的結果，但是產生共振的結構有所不同。提出了多種通過降低扭轉交變力矩的方式降低車內噪聲的措施并進行了綜合評價。對降噪效果較好的部分措施進行了實驗驗證。實驗結果表明，該方法取得了較好的降噪效果，噪聲降低多達15 dB，為解決同類問題提供了新思路。

車內轟鳴聲； 扭振； 傳遞路徑； 扭振減振器； 雙質量飛輪

引 言

汽車的輕量化趨勢使得振動噪聲問題更為突出，同時隨著人類對舒適性要求的日益增長，也使得汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration and harshness, 簡稱NVH)問題日趨重要，車內轟鳴聲是車內噪聲問題的重要表現之一[1-2]，一直是汽車NVH研究的熱點。對于車內轟鳴聲產生機理的研究，目前主要采用傳遞路徑分析、相關性分析、模態分析及邊界元仿真等方法[3-5]，確定輻射噪聲的振動來源及峰值產生的原因，很好地解釋了車內轟鳴聲的產生原因。車內轟鳴聲的控制方法大多是從振動噪聲的傳遞路徑上進行處理，如改進車身結構避免結構與聲腔的耦合、改進懸架、修改后橋結構及后橋加裝動力吸振器等[1,6-12]，還有學者運用主動控制技術控制車內轟鳴聲[13-14]，都取得了較好的控制效果。

筆者針對前置后驅車低轉速車內轟鳴聲問題，綜合運用傳遞路徑和模態實驗方法，結合理論分析，研究引起車內轟鳴聲的振動的傳遞路徑，并分析車內噪聲激振力來源和峰值產生機理。在此基礎上，從控制車內轟鳴聲激振力輸入的角度，提出多種通過降低傳動系扭轉交變力矩來降低車內噪聲的降噪措施，并對其進行綜合評價。

1 車內低轉速轟鳴聲實驗分析

實驗車為一前置后驅微車。測試前對車內噪聲進行主觀評價，其結論為高檔位低轉速(1.1～1.5 kr/min)后排位置存在車內轟鳴聲可能與傳動系扭振有關。為了排除路面激勵干擾，實驗選擇在消聲室內聲學轉鼓上進行。實驗工況為全油門加速，同時測量的數據包括動力傳動系扭振、傳動系殼體和車身線性振動以及車內噪聲信號。由于數據較多，筆者以四檔為例給出相關數據的分析。扭振測量使用Mueller BBM扭振測試系統，線性振動和噪聲測量使用LMS測試系統。扭振信號的測點共4個，包括發動機飛輪端、變速器輸入端、變速器輸出端和主減速器輸入端。線性振動測點包括兩大部分：a.靠近旋轉軸系的各部件殼體上，共19個測點；b.位于車身上，共17個測點。車內噪聲測點共5個，包括主駕、副駕、中排左側、中排右側以及后排中間。圖1為實驗測點布置圖。

圖1 實驗測點布置Fig.1 Layout of measuring points

圖2 車內噪聲各測點聲壓曲線Fig.2 Interior noise sound pressure curves of each measuring point

圖2為車內5個噪聲測點聲壓曲線。可以看出，低轉速范圍后排測點噪聲最嚴重，主要表現為整體幅值高于其他測點，且在1 102 r/min和1 515 r/min附近有明顯峰值。圖3為后排中測點階次分析曲線。可以看出，后排噪聲的主要成分是發動機二階，且兩個峰值處也是以發動機二階為主，對應的頻率分別為36.7 Hz和50.5 Hz。結果表明，后排噪聲存在峰值與發動機激振力有關，且峰值頻率與轟鳴聲的頻率范圍特征相符(20～200 Hz)[1]。可以初步判斷，該型車后排存在低轉速轟鳴聲問題，這與主觀評價的結論相符。

圖3 后排中測點階次曲線Fig.3 Order curve of rear middle measuring point

表1為各檔位50 Hz附近峰值頻率變化情況。其中，計算值是計算得到的傳動系扭振固有頻率，測試值是車內噪聲實驗曲線上位于50 Hz附近的峰值頻率。可以看出，該頻率值隨著檔位變化，頻率值及其變化規律都與傳動系固有頻率計算值吻合，初步判斷1.5 kr/min附近峰值與傳動系扭振模態有關。

表1 各檔位50 Hz附近峰值頻率變化情況

2 車內噪聲問題的產生機理

車內噪聲的產生機理主要研究兩個問題：a.引起車內噪聲的振動能量是如何傳遞至車內的；b.問題轉速處峰值產生的原因。

2.1 傳遞路徑分析

根據初步結論，車內低轉速轟鳴聲問題應該為結構振動引起，所以不考慮通過空氣傳播的路徑。車內噪聲的結構傳遞路徑主要有3條：路徑1，振動能量通過后懸架傳至車內；路徑2，通過發動機懸置傳遞；路徑3，通過中間支撐傳遞。詳細路徑如圖4所示。

圖4 傳動系扭振到車內噪聲的傳遞路徑Fig.4 Transfer paths from driveline torsional vibration to interior noise

傳遞路徑分析的基本原理是車內噪聲水平等于各激勵源以工作載荷激勵時沿不同路徑傳遞到車內能量的疊加，主要目的是分析能量在各傳遞路徑上的分布情況，即各路徑對目標點響應貢獻量的大小[5,15]。

對車內噪聲貢獻量的分析中，激勵點主要包括動力總成3個懸置與車身的連接點(5個)、傳動軸中間支撐與車身連接點(2個)和后懸架與車身連接點(9個)，共16個(均為3個自由度)。參考點共35個，包括16個激勵點和19個靠近激勵點的參考點。車內噪聲目標點選擇車內轟鳴聲問題最嚴重的后排測點。各目標點的總響應Pk×1寫成矩陣形式為

(1)

傳遞函數可以通過實驗測量獲得，而激勵的測量在很多情況下則不那么方便，此時需通過選擇參考點，通過激勵點和參考點之間的傳遞函數與參考點的響應計算得到，如式(2)所示。

(2)

根據式(1)和式(2)對實驗數據進行處理，得到后排目標點合成噪聲曲線，并與直接測得的噪聲曲線進行對比，如圖5所示。可以看出，在低頻范圍內合成效果較好，尤其在1 102 r/min和1 515 r/min兩個問題轉速附近合成較為準確(誤差在1 dB以內)，說明傳遞路徑分析結果可信。圖6為后排噪聲貢獻量分析色譜圖。可以看出，對后排測點噪聲貢獻量較大的幾個激勵點為左側下擺臂x向、右側拉桿x向、左側穩定桿z向和右側彈簧x向，這些點均屬于路徑1中后橋懸架與車身連接點的x和z方向。結果表明，由傳動系扭振向車內傳遞的主要途徑應為路徑1，即通過后橋傳遞至車內。

圖5 后排噪聲2諧次合成曲線與實測曲線對比Fig.5 Comparison of synthetic and measured curve of rear measuring point in order 2

圖6 后排噪聲2諧次貢獻量分析Fig.6 Noise contribution analysis of rear measuring point in order 2

2.2 車內噪聲機理分析

為了進一步分析1 102 r/min和1 515 r/min附近車內轟鳴聲產生機理，對路徑1上各節點測點的響應特性進行分析。圖7為傳遞路徑上各節點處線性振動響應(由于測點較多，只列舉出幅值較大的測點)。圖8為傳遞路徑上各節點處模態分析結果。表2為傳遞路徑上各節點固有特性和峰值頻率特性統計表。

從圖7和表2可以看出，各測點響應均以發動機2階為主。主減速器輸入端扭振響應中，1 515 r/min附近存在峰值，幅值為2.30 rad/s，峰值頻率為51.57 Hz。動力傳動系扭振自由振動計算結果表明，在50.47 Hz存在扭振固有頻率，如圖8(a)所示，因此傳動系在1 515 r/min附近的峰值為傳動系扭振共振產生。另外，在1 102 r/min附近沒有峰值，幅值為3.63 rad/s，比1 515 r/min附近共振峰幅值還大，扭振亦較為劇烈。如果將主減速器輸入軸看成剛體，對其做受力分析，則傳動系較大的扭轉交變力矩會通過齒輪嚙合力反作用力的形式表現在主減速器輸入軸的軸承上，即強烈的扭振會進一步引起后橋的振動。

從圖7(b)和表2可以看出，驅動橋殼體振動在1 102 r/min附近和1 873 r/min附近存在明顯峰值，峰值附近響應較大的自由度均為x和z方向。其中，1 873 r/min已經超出了車內轟鳴聲問題需要考慮的轉速范圍，此處不予分析，而1 102 r/min附近的峰值頻率為37.02 Hz。后橋模態計算結果表明，存在38.14 Hz的俯仰模態(xOz平面內轉動自由度的模態)，與x和z方向響應較大相吻合，如圖8(b)所示，因此1 102 r/min附近峰值是由于后橋俯仰模態共振產生，響應較大方向為x與z方向。在1 515 r/min附近，沒有峰值，故幅值為1.01g(62.38 mm/s)。從結果看，后橋設計已經避開了傳動系1 515 r/min(50.47 Hz)的共振頻率，沒有進一步放大振動，但是該轉速處振動幅值較大，已經屬于D級，易引起車身連接點的振動。

圖7 傳遞路徑上各節點處振動響應Fig.7 Vibration response of each node on the transfer path

圖8 傳遞路徑上各節點處模態分析結果Fig.8 Modal analysis result of each node on the transfer path

傳遞路徑節點名稱測點名稱1102r/min1515r/min主要階次幅值峰值頻率/Hz主要階次幅值峰值頻率/Hz固有頻率/Hz傳動系扭振/(rad.s-1)主減速器輸入端23.6322.3051.5750.47驅動橋殼體/g驅動橋前端z向22.7337.0221.0138.14懸架車身連接點/g后右下擺臂車身處z向20.2136.72后右下擺臂車身處y向20.1349.82頂棚前z向21.1937.1023～41車身板件/g左后門y向20.7153.3150右后門y向20.6854.8350車內噪聲/Pa后排中20.07736.7320.1450.5

從圖7(c)和表2可以看出，懸架車身連接處各測點中，多個測點在1 102 r/min附近存在峰值，峰值頻率為36.72 Hz，其中以后右下擺臂車身處z向最大，幅值為0.21g，比驅動橋殼體上的振動小了一個數量級，說明懸架在該頻率下發揮了較好的減振效果，但共振的特征仍然存在。1 515 r/min附近則只有后右下擺臂車身y向表現出明顯的共振峰值，峰值頻率為49.82Hz。兩處較大的峰值易進一步引起車身板件振動。

從圖7(d)和表2可以看出，車身板件測點中，多個測點在1 102 r/min附近存在峰值，峰值頻率為37.10 Hz，其中以頂棚z向最為明顯，幅值為1.19g，較懸架車身連接點處的幅值增大了一個數量級，振動被放大。頂棚的掃頻實驗結果表明，在23～41 Hz范圍存在明顯的共振區域，如圖8(c)所示，頂棚1 102 r/min附近峰值是頂棚共振進一步放大了振動響應所致，這也是導致后排噪聲測點1 102 r/min處出現較大峰值的直接原因。1 515 r/min附近峰值較為明顯的是左后門y向和右后門y向，峰值頻率分別為53.31 Hz和54.83 Hz，幅值分別為0.71g和0.68g，較懸架車身連接點處的幅值增大了數倍，振動被放大。左右后門掃頻實驗結果表明，左右后門存在較明顯的50 Hz固有頻率，如圖8(d)和圖8 (e)所示，因此左右后門處1 515 r/min附近的峰值是由于左右后門的共振引起，這也是導致后排噪聲測點1 515 r/min處出現較大峰值的直接原因。

綜上所述，1 102 r/min和1 515 r/min附近車內轟鳴聲的能量來源和傳遞過程均為：發動機2階交變力矩傳遞至主減速器處，通過齒輪嚙合力反作用力的形式作用在后橋上，再經過懸架車身連接點傳遞至車身板件，最后向車內輻射噪聲。在傳遞過程中，二者峰值形成的原因不同。

1) 1 102 r/min(36.73 Hz)處首先是后橋共振，放大了振動強度，經由懸架減振后幅值得到較大改善，但是峰值特性沒有改變，傳遞至車頂棚，再次引起頂棚共振，最終形成了1 102 r/min處的峰值。

2) 1 515 r/min(50.50 Hz)處首先是傳動系扭轉共振，產生較大的扭轉交變力矩，后橋設計避開了50.50 Hz的固有頻率，沒有進一步放大振動強度，經由懸架減振后幅值得到較大改善，但是其峰值特性仍然存在，傳遞至左右后門處，再次引起左右后門共振，最終形成了1 515 r/min處的峰值。

3 降噪措施研究

根據車內轟鳴聲產生機理，可采用的降噪措施有3類：a.對車身等共振環節重新進行模態匹配，避開問題轉速；b.在傳遞路徑上進行隔離；c.減小系統的激振力輸入。由于1 102 r/min和1 515 r/min兩個峰值產生的機理不相同，筆者選擇減小激振力輸入的方式來降低車內噪聲。結合傳遞路徑分析結果，對于整車線性振動系統，主減速器輸入端的扭轉交變力矩即為其激振力。只要降低主減速器輸入端扭轉交變力矩，即可減小線性振動系統的激勵輸入，從而改善車內噪聲。

減小主減速器輸入端交變扭矩的方法可分為兩類：a.對動力傳動系扭振系統參數進行優化；b.對動力傳動系加裝扭振減振裝置。

3.1 扭振系統參數優化

對動力傳動系扭振系統參數進行靈敏度分析，確定離合器剛度和半軸剛度對第5階扭振模態(50.47 Hz)靈敏度較大。對二者進行多次調整計算后，將離合器剛度由原來的874.9 Nm/rad減小至600 Nm/rad，考慮到強度要求，半軸剛度的調整減小35%(強度要求的最小值)。

圖9為減小離合器剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。可以看出，減小離合器剛度，1 515 r/min附近峰值向左移，主減速器輸入端交變力矩和扭振幅值都有所下降；但是峰值左移，使得1 102 r/min附近扭矩沒有得到改進。

圖9 減小離合器剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.9 Before and after reducing clutch stiffness, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

圖10為減小半軸剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。可見，減小半軸剛度后，主減速器輸入端交變扭矩在全轉速范圍內都有明顯減小，但小于1 500 r/min時，扭振幅值變大，扭振惡化。

圖10 減小半軸剛度前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.10 Before and after reducing axle stiffness, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

綜上所述，優化扭振系統參數對減小主減速器輸入端交變扭矩的作用有限，且有一定的負面影響。

3.2 加裝扭振減振裝置

為減小主減速器輸入端的交變扭矩，采用加裝阻尼彈性扭振減振器(torsional vibration damper，簡稱TVD)和換裝雙質量飛輪兩個措施。

圖11 加裝TVD前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.11 Before and after installing TVD, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

由于1 515 r/min處的車內噪聲問題最嚴重，所以在TVD設計時，針對1 515 r/min，50.47 Hz共振點進行減振器匹配，同時兼顧1 102 r/min問題，使調整后的模態頻率避開36.73 Hz。在設計TVD時，將原系統簡化成單質量扭擺，當量慣量Id=0.020 24 kg·m2。設計中慣量比μ=0.3，最佳定調比ν=1/(1+μ)=0.769 23，減振器慣量Ij=0.006 07 kg·m2，剛度kj=277.85 Nm/rad，阻尼系數為δj=0.915 Nms/rad。

圖11為加裝TVD前后主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。可以看出，在1 000～2 200 r/min范圍，主減速器輸入端扭轉交變力矩和扭振幅值都有較明顯的下降，大大改善了1 515 r/min附近的車內噪聲激振力，對1 102 r/min附近的車內噪聲激振力改善相對較小。但在1 000 r/min以下，交變力矩和扭振幅值都有所增加，惡化了扭振和車內噪聲激振力，且該轉速仍然位于怠速以上，可能造成新的車內噪聲。結果表明，加TVD對1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值的激振力都有改善效果，但在1 000 r/min轉速以下會有一定的惡化。

圖12 加裝DMF前后，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線Fig.12 Before and after installing DMF, torsional alternating moment and torsional vibration amplitude curves of final drive input

雙質量飛輪(dual mass flywheel，簡稱DMF)能夠很好地降低傳動系的扭振，應用文獻[16]方法設計雙質量飛輪相關參數。發動機原飛輪質量為0.076 kg·m2，選取慣量比If1/If2=0.81，則第1飛輪慣量為0.034 kg·m2，第2飛輪慣量為0.042 kg·m2。該車最大轉矩Memax=150 Nm，極限共振轉矩Mj一般為(1.5～2)Memax，取Mj=1.6Memax。DMF的極限工作轉角θmax一般為40°～60°，取θmax=50°。若已知臨界轉角θc=8°，則DMF的剛度KDMF=Mj/(θmax-θc)=5.71 Nm/(°)。目前，普遍采用的黏性阻尼器和干摩擦阻尼器的阻尼值一般為0.03～0.15 Nms/(°)，取CDMF=0.1 Nms/(°)。圖12為換裝DMF前后主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值曲線。由圖可知，在800～2 200 r/min轉速范圍內，主減速器輸入端交變扭矩和扭振幅值都有明顯下降，大大改善了1 515 r/min和1 102 r/min附近的車內噪聲激振力。小于800 r/min范圍，交變扭矩和扭振幅值都有所增加，但該轉速已經位于怠速以外。結果表明，DMF能夠很好地改善1 102 r/min和1 515 r/min兩處峰值的激振力的激振力輸入和扭振響應，效果優于加裝TVD。

綜合上述降噪措施，優化扭振系統參數效果有限，負面影響較大。加裝TVD和換裝DMF對1 102 r/min和1 515 r/min兩處車內噪聲激振力都有改善效果，TVD在1 000 r/min以下會使扭振和車內噪聲激振力增加，而DMF將負面影響的轉速移到怠速以外，改善效果也更明顯。

4 降噪效果實驗

針對加裝TVD和換裝DMF兩種效果較明顯的措施，對降噪效果進行實驗驗證。圖13為加裝TVD前后車內噪聲曲線。可以看出，加裝TVD之后，1 515 r/min附近噪聲有較大改善，1 102 r/min附近噪聲反而有所增加，高轉速噪聲下降明顯，低轉速噪聲有所增加，這與圖11所示的傳動系扭振計算結果吻合。使得車內噪聲增加的轉速小于1 250 r/min，而傳動系扭振結果小于1 000 r/min，這點不完全吻合，主要原因是實驗用的TVD參數未能完全達到設計要求。

圖13 加裝TVD前后車內噪聲曲線Fig.13 Before and after installing TVD, interior noise level curve

圖14為換裝DMF前后車內噪聲曲線。可見，在整個轉速范圍內車內噪聲都明顯改善，尤其在1 102 r/min和1 515 r/min附近車內噪聲下降明顯，多達15 dB且峰值特征基本被消除。車內噪聲幅值和峰值變化情況與圖12所示的扭振變化規律完全吻合。

圖14 換裝DMF前后車內噪聲曲線Fig.14 Before and after installing DMF, interior noise level curve

綜上所述，加裝TVD和換裝DMF之后扭轉交變力矩變小，車內噪聲也變小且交變扭矩和車內噪聲的幅值和峰值變化規律相同，計算與實驗結果吻合較好。這說明車內噪聲的激振力確實來源于主減速器輸入端的扭矩，車內噪聲由動力傳動系扭轉振動引起。改進效果也證明了本研究分析得到的車內轟鳴聲產生機理的正確性。

5 結 論

1) 該型車車內轟鳴聲最嚴重的位置為后排中測點，1 102 r/min(36.73 Hz)峰值是由于后橋和頂棚兩次共振放大引起；1 515 r/min(50.50 Hz)峰值是由于傳動系扭振和左右后車門兩次共振放大引起。

2) 車內轟鳴聲激振力來源于傳動系扭轉交變力矩。傳遞路徑為扭轉交變力矩以主減速器齒輪嚙合力反力的形式作用在后橋上，然后傳遞至懸架車身連接點，最終由車身板件輻射噪聲。

3) 減小傳動系扭轉交變力矩可以有效解決車內轟鳴聲問題。主減速器輸入端扭轉交變力矩減小，車內噪聲也減小，且扭振交變扭矩和車內噪聲的幅值和峰值變化規律相同。

4) 綜合分析各種扭振減振措施的減振效果并給出綜合評價，加裝減振裝置比優化傳動系參數效果好，換裝雙質量飛輪效果最好。

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2014-07-09；修回日期：2014-08-29

U467.1+1; TH113．1

王媛文，男，1984年5月生，博士研究生。主要研究方向為汽車動力傳動系扭振控制。曾發表《傳感器工作間隙對內燃機瞬時轉速測量的影響機理及規律》(《內燃機學報》2014年第5期)等論文。

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閆兵，男，1964年11月生，教授。主要研究方向為機械設備振動計算、測試、控制及故障診斷。

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