傳動軸對振動噪聲的影響

沈保山，趙東平，王以文

（徐工汽車制造有限公司，江蘇 徐州 221000）

傳動軸對振動噪聲的影響

沈保山，趙東平，王以文

（徐工汽車制造有限公司，江蘇 徐州 221000）

在分析了傳動軸結構及要求的基礎上，針對某后驅貨車在105km/h以上出現的車內噪聲問題進行了測試、分析及整改。結果表明：傳動軸二階激勵是引起車內噪聲的主要原因，減小傳動軸夾角可有效降低或消除車內噪聲。

LMS Test.lab測試；傳動軸夾角；二階激勵；NVH

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.12.022

CLC NO.: U463.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-63-03

前言

對于發動機前置后驅的車型，傳動軸是聯接變速器和驅動橋的重要部件。因傳動軸的轉速較高，且其聯接的兩個部件在工作過程中存在著相對運動，很難實現每一載荷下的等速傳動，因此經常出現因傳動軸夾角過大而造成的二階激勵或因為動不平衡而造成的一階激勵過大，從而引起汽車的NVH問題。

1、傳動軸的結構及要求[1]

ⅰ) 傳動軸管由低碳鋼板卷制壁厚均勻、壁薄（1.5-3mm）、管徑較大、易質量平衡、扭轉強度高、彎曲剛度大、適用高速旋轉的電焊鋼管制成。軸管外徑及壁厚的選取跟最大扭矩、最高轉速和傳動軸長度相關，需校核臨界轉速和扭轉強度[1]。

圖1 汽車傳動軸的結構示意圖

ⅱ) 傳動軸的不平衡度，對于乘用車，在3000-6000r/min時應不大于25-35g.cm，對于商用車，在1000-4000r/min 時應不大于50-100g.cm。十字軸端面磨損會使其軸向間隙及竄動量增大，從而影響動平衡，因此要嚴格控制間隙。傳動軸的徑向全跳動應不大于0.5-0.8mm[2]。

ⅲ) 用于長軸距汽車的分段傳動軸，能夠明顯提高傳動軸的臨界轉速，避免共振并減小噪聲。它安裝在車架橫梁或車身底架上，應能補償傳動軸的安裝誤差及適應行駛中由于發動機的竄動和車架變形引起的位移，而其軸承應不受或少受由此產生的附加載荷。目前廣泛采用座于橡膠彈性元件上的單列球軸承，橡膠彈性元件能夠吸收傳動軸的振動，降低噪聲及承受徑向力[1]。

ⅳ) 當主動叉軸以等角速度旋轉時，從動叉軸的角速度ω2是不等速的，并在ω1/cosα≥ω2≥ω1*cosα范圍內變化，周期為180o[3]。從動叉軸不等角速度程度隨軸間夾角α及主動叉轉速ω1的加大而加大。

圖2 汽車傳動軸夾角及不等速性示意圖

設計時，通常使發動機后傾2-3o角，同時將驅動橋主減輸入軸上抬一定角度（此角度與后軸荷有關）以盡可能的減小傳動軸夾角。貨車通常要求空載狀態下傳動軸夾角不大于5o。同時，因為激勵的強弱與轉速有關，一般經驗要求n*α≤18000，其中n為傳動軸最大轉速。

2、問題車型的NVH測試[4]

問題樣車簡介：某后驅商用車在空載105km/h以上時勻速或者帶檔滑行時，駕駛員耳旁存在明顯噪聲問題，且不隨檔位的變化而改變。其傳動系及輪胎參數如下表：

為了明確激勵源，首先利用LMS Test.lab測試設備，對五檔帶檔滑行工況下駕駛員耳旁位置處的噪聲進行了測試，測試結果如圖3所示。

圖3 五檔駕駛員耳旁噪聲階次跟蹤圖

表1 各部位關注階次下的振動加速度

由圖3可以看出，在發動機轉速為3400-3550 r/min區間，車內噪聲出現明顯的峰值區域，最大值達到了76.51dB。由測試出來的2.39階次及五檔的傳動比(0.839)，可以初步推斷出引起噪聲的激勵源為傳動軸的2階激勵。由此在傳動軸前端吊掛、傳動軸中間吊掛、后橋等處布置了三向加速度傳感器，測得各部位的振動加速度如表1，傳動軸中間吊掛處的Z向振動階次跟蹤圖如圖4所示。

圖4 中間吊掛處處X向振幅

3、問題車型的整改及效果

通過以上測試及數據分析，判斷傳動軸二階激勵是引起駕駛員耳旁噪聲的主要激振源。為了進一步的驗證并解決該問題，通過在中間吊掛處增加墊片的方式，將中間吊掛沿Z軸向下降低了17mm，從而減小了傳動軸的夾角，并進行測試，結果如下：

圖5 五檔駕駛員耳旁噪聲階次跟蹤圖（改制后）

由圖5可以看出，傳動軸夾角減小后，駕駛員耳旁噪聲最大值在70dB以下，同時，在問題轉速區間和頻率附近存在的峰值區域消失，車內噪聲問題得到了解決。同時，各部位的振動加速度也明顯降低，中間吊掛處的振動加速度如圖6所示，不同位置處改進前后振動總級值變化如圖7-9所示。

圖6 中間吊掛Z向振動階次跟蹤圖（改制后）

圖7 中間吊掛Z向振動總級值對比圖

圖8 變速箱后端振動總級值對比圖

圖9 后橋振動總級值對比圖

4、結論

傳動軸是汽車振動噪聲問題的主要激勵源之一，通過嚴格控制其動平衡及夾角可以有效控制其一、二階激勵，提升汽車的NVH性能。但是受材料、制造工藝、檢測手段、整車空間等條件的制約，不可能做到完全的動平衡或者各工況下均保證較小夾角，這樣就需要從傳遞路徑上對具體問題進行分析，減小駕駛室振動和噪聲對傳動軸振動的靈敏度來提升汽車的NVH性能，如增加傳動軸中間吊掛橡膠、發動機和駕駛室懸置的隔振性能等。

[1] 《汽車工程手冊編輯委員會》.汽車工程手冊，設計篇.北京：人民交通出版社，2001.6,427-436.

[2] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業出社,2000.4,132.

[3] 陳家瑞.汽車構造[M].北京:機械工業出社,2009.2,102-103.

[4] 比利時LMS Test.lab培訓手冊[M].北京LMS公司，2007.

表2 白車身模態分析與試驗結果對比

2.2 白車身彎曲剛度分析與驗證

表3 白車身彎曲剛度分析與試驗結果對比

2.3 白車身扭轉剛度分析與驗證

表4 白車身扭轉剛度分析與試驗結果對比

3、結論

本文對某車型的白車身模態、白車身彎曲剛度、白車身扭轉剛度作了詳細的分析和驗證，結果表明，理論分析與試驗驗證的結果是一致的，同時也說明，前期的理論分析方法在汽車設計階段的NVH性能開發方面起到了非常重要的作用，它可以高效地指導汽車NVH性能的設計。

參考文獻

[1] 朱智民.轎車白車身模態分析.振動與沖擊,2013,第21期:214-218.

[2] 于國飛.Hyperworks在汽車白車身模態分析中的應用.振動、測試與診斷,2012,第1期 ：138-140.

[3] 郭健忠.白車身模態分析與靜剛度關聯性的研究——扭轉.公路與汽運,2013,第6期:1-5.

[4] 許力.轎車白車身模態分析研究.車輛與動力技術,2008,第4期:50-53.

[5] 靳曉雄.轎車白車身模態試驗方法研究.汽車技術,2009,第8期:39-43.

The Influence to Vibration and Noise of the Shaft

Shen Baoshan, Zhao Dongping, Wang Yiwen
(Xugong Automobile Manufacturing CO., LTD, Jiangsu Xuzhou 221000)

On the basis of the structure and requirements of shaft analized，the problem of interior noise is tested, analized and improved which is caused by the vibration of truck’s shaft more than 105 km/h. The results show that the second order incentive is the result of the problem of interior noise,and the reduced angle of the shaft can effectively reduce or eliminate the interior noise.

LMS Test.lab testing; Angle of the shaft; The second order incentive; NVH

U463.1

A

1671-7988 (2016)12-63-03

沈保山（1979.12），男，山東棗莊人，碩士研究生，工程師，主要從事汽車CAE分析及NVH測試方面的研究。