某后驅MPV車型共振與轟鳴問題分析優化

徐 勇

（華晨汽車工程研究院NVH工程室，遼寧 沈陽 110141）

某后驅MPV車型共振與轟鳴問題分析優化

徐 勇

（華晨汽車工程研究院NVH工程室，遼寧 沈陽 110141）

∶文章通過介紹某MPV車型開發過程中產生的共振和轟鳴問題，闡述了后驅車輛傳動系統NVH問題的產生機理和優化方向。通過對傳動軸2階激勵和彎曲共振的研究分析，介紹了通過優化設計十字萬向節和動力吸振器來解決NVH問題的原理和實際案例。

∶共振；轟鳴；傳動軸；十字萬向；節動力吸振器

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.045

CLC NO.: U467Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-129-03

前言

隨著汽車保有量的飛速上升和生活水平的不斷提高，消費者開始更多的關注車輛的駕乘舒適性，這其中就包括對車內振動噪聲的要求。而二胎政策的放開，使越來越多的家庭考慮選擇多座MPV車型。MPV車型多為發動機前置后驅，其傳動系統若設計不當會造成嚴重的共振與轟鳴問題[1]。

共振是指汽車在行駛到某個速度時，整車車身產生明顯的協同振動。共振一般由于某些零部件的固有頻率與發動機或其他激勵頻率一致而產生；轟鳴是一種常見的車內噪聲，主要表現是在車輛行駛于某一速度時，駕駛室內產生帶有明顯壓迫感的低沉聲音。其原因是在動力總成激勵或路面激勵作用下，車身某些鈑金的振動頻率與駕駛室內空腔模態一致，會產生強烈的耦合作用，產生很高的壓力波動，引起人耳不適[2]。轟鳴聲的頻率一般在20～200 Hz范圍內。

在某自主品牌MPV車型開發過程中，試生產樣車存在明顯的共振與轟鳴問題。在分析和解決該樣車NVH問題的過程中，對相關分析流程、實驗方法和創新理論進行總結形成本文。

1、問題描述

表1　車輛基本信息

該MPV車型為發動機前置后驅，基本車輛信息如下表1所列。

樣車在起步過程中，當發動機轉速達到1400RPM（1檔）或方2200RPM（2檔）附近時，方向盤、儀表臺感覺到強烈共振；而在各檔位加速行駛過程中，在當發動機轉速達到4000RPM附近時，產生較大的轟鳴聲。

經主觀評價認為該樣車共振和轟鳴問題影響嚴重，會引起駕乘人員強烈抱怨，所以必須加以解決。

2、原因分析

2.1共振問題

圖1、圖2所示分別為1檔、2檔加速工況下測試的方向盤振動頻譜圖。從圖中可以看出各方向下的振動具有明顯階次特征，分別對應發動機階次0.45階（1檔）和0.83階（2檔），同樣可以判斷出共振問題就由階次振動所引起。由于1檔和2檔的傳動比分別為4.40和2.40，經過速比換算得出問題階次對應傳動軸轉速的2階，即是由傳動軸旋轉產生的激勵引起。

圖1　1檔加速工況方向盤各方向振動

圖2　2檔加速工況方向盤各方向振動

由于該車型傳動系統采用十字萬向節連接兩段傳動軸，如圖3所示，輸出軸與輸入軸之間存在如下關系：

式中ωo和ωi分別為輸出軸和輸入軸的旋轉速度，α為兩軸之間夾角，θi為輸入軸相對輸出軸的初始相位。式（1）表明，輸出軸和輸入軸由于存在夾角和相對相位，所以轉速不同步，這樣就會在旋轉的過程中產生相互作用而形成振動激勵。傳動軸旋轉一周會產生2次激勵，所以會引起傳動軸轉速的2階振動。除此之外，采用十字萬向節的兩端軸之間還存在附加2階彎矩以在旋轉過程中維持平衡，彎矩大小同樣取決于夾角和相對相位[3]。根據共振問題的階次特征結合上述理論判斷出十字萬向節的2階激勵是導致共振問題的主要原因，而中間支撐是主要的傳遞路徑。

圖3　采用十字萬向節連接的2段軸

2.2轟鳴問題

通過分析項目初期積累的傳動軸頻響敲擊測試數據發現，實車狀態下的傳動軸第1階模態頻率為133Hz，振型為彎曲，見圖4。該頻率與4000rpm附近的轟鳴聲相對應，即發動機二階激勵激起傳動軸第1階彎曲模態產生共振，經由中間支撐、主減速器襯套傳遞到車身，誘使車身壁板振動從而導致了車內轟鳴的發生。

圖4　傳動軸1階彎曲模態

3、解決方案

3.1共振解決方案

從產生機理的角度控制十字萬向節二階激勵的措施包括：①減小發動機扭矩，②減小傳動軸夾角，③優化萬向節叉的相對位置，④采用等速萬向節；從傳遞路徑的角度解決措施包括：①調整傳動軸中間支撐的橡膠剛度，②提高中間支撐支架的動剛度。經過多方面的方案對比，最終采取的優化措施為在增加中間支撐支架的厚度。該措施不僅會減小傳動軸夾角，還會提高支撐支架的動剛度。采用新支架后的傳動軸布置見圖5，經實際測量，傳動軸夾角減小了1.4°。

經主觀評價認為，采用新中間支撐的樣車沒有發生起步共振。而如圖6和圖7所示的客觀測試結果也同樣說明之前的共振問題已消除。

圖6　1檔加速工況方向盤X向振動

圖7　2檔加速工況方向盤X向振動

3.2轟鳴聲解決方案

解決轟鳴聲的措施包括：①消除振動激勵，②調整傳動軸模態，使其共振頻率避開發動機常用激勵頻率范圍，③加裝吸振裝置。最終確定的方案是在傳動軸上加裝動力吸振器。

被動吸振技術其原理是在主振動系統上附加質量彈簧阻尼共振系統，其附加系統受到主系統激振時會產生與主系統相位相反的振動，從而衰減主系統某頻率的振動能量。

根據被動動力吸振技術原理設計動力吸振器，其步驟如下：

3.2.1獲取主系統模態質量

根據頻響敲擊測試結果可知，傳動軸第一階彎曲模態頻率為133Hz。在傳動軸上附加質量1kg的質量后，對傳動軸進行頻響敲擊測試，得到第一階模態頻率為115Hz。傳動軸的阻尼忽略不計，附加質量后傳動軸剛度不變，增加重量前后的系統振動方程分別為：

上式中：ma為附加的質量。M為主系統等效質量，ω0為傳動軸第一階彎曲模態角頻率，ωa為附加質量后的模態角頻率。將測試的模態頻率帶入式（2）中，經過計算得到 M =3.0 kg。

3.2.2選取質量比，確定動力吸振器質量

考慮到實際工程應用，一般選取動力吸振器和傳動軸的質量比μ=[0.1～0.25][4]。由此分別選取了μ=0.1、0.15、0.2及0.25四種方案制作試制樣件。根據m=μM可得到四種動力吸振器樣件質量分別為0.3kg、0.45kg、0.6kg、0.75kg。經過實車驗證，動力吸振器質量為0.6kg的樣件效果最佳。

3.2.3確定動力吸振器的頻率及剛度

由文獻[5]確立最佳調諧比為0.83，得到動力吸振器固有頻率ωd=110.8Hz，進而推出其剛度

將根據上述參數制作的動力吸振器安裝在傳動軸上，進行模態敲擊測試，結果如圖8所示。之前133Hz的1階彎曲共振頻率峰值消失，變成了前后2個幅值較小的峰值。

對裝有動力吸振器的樣車進行實車評價時，認為之前的轟鳴聲問題得到了很大改善，基本可以接受。而如圖9所示的2檔加速工況駕駛室內噪聲的測試結果表明，加裝動力吸振器后，4000轉左右的噪聲水平下降了5分貝。

圖8　傳動軸模態頻率測試結果

4、結論

本文通過主觀評價、特性分析等手段明確了后驅車傳動系統常見的共振和轟鳴問題產生機理和解決方案。通過對傳動軸萬向節二階激勵力的控制和加裝動力吸振器，極大的改善了樣車的NVH水平。

圖9　2檔加速工況駕駛室噪聲測試結果

[1] 石月奎,徐麗梅,張志紅,王福君.某前置后驅車型車內噪聲的改善研究[J].汽車技術,2016（1）:16-21.

[2] 穆國寶,席中民,何凱欣,馬澤賢.汽車內轟鳴聲分析及優化[J].汽車工程師,2014(7):37-39.

[3] 趙騫,石月奎,孫悅.十字萬向節傳動軸激勵導致的汽車振動研究[J].機械傳動,2011,35（10）:70-76.

[4] 藍靛靛,閔福江,邵明亮.動力吸振技術在車內轟鳴聲控制中的應用[J].測試與診斷,2011,31（3）:335-338.

[5] 李勇,顧彥,靳春梅.汽車動力吸振器優化[J].噪聲與振動控制,201132（6）:123-126.

Analysis and optimization on the resonance and boomingproblems of aRWD MPV

Xu Yong
(Brilliance Automotive Engineering Research Institute, Liaoning Shenyang 110141)

This paper introduced the characteristics and mechanisms of the resonance and booming problems of a rear-wheel drive MPV during its development phase. The optimization design on the universal joint to solve the second-order excitation of prop-shaft, and the application of dynamic vibration absorber to solve the booming noise were introduced in this paper.

Resonance; Booming; Prop-shaft; Universal Joint; Dynamic vibration absorber

∶U467

∶A

∶1671-7988 (2016)09-129-03

徐勇（1982—），男，工程師，就職于華晨汽車工程研究院，研究方向為汽車NVH控制與優化。