某乘用皮卡傳動系轟鳴研究及優化

繆明學，鐘秤平，聶思源，徐高新，陳清爽，袁志遠

（1.330001 江西省 南昌市 江鈴汽車股份有限公司；2.330001 江西省 南昌市 江西省汽車噪聲與振動重點實驗室）

0 引言

汽車性能是衡量汽車質量的重要指標，隨著汽車消費群體年輕化及汽車產業的快速發展，客戶對車輛的舒適性及靜謐性的要求越來越高。乘用型皮卡是皮卡消費升級和品質提升的重要品類，后懸掛類型對皮卡的舒適性有重要影響。多連桿結構有效過濾道路低頻振動，進而提升車輛舒適性，但是其結構復雜，與后橋連接桿件較多，傳動系振動傳遞路徑更為豐富，增大了傳動系振動噪聲問題控制難度。國內外學者對傳動系引起的轟鳴問題進行了大量分析研究，刁坤等[1]通過優化車身頂蓋橫梁結構、降低傳遞路徑靈敏度優化傳動系轟鳴問題；王東等[2]采用雙質量飛輪結構改變傳動系扭振頻率，進而優化傳動系引起的轟鳴問題，但是雙質量飛輪成本較高，高端車型才會采用。

汽車車內除了正常的發動機噪聲、風噪聲等，還存在很多異樣的噪聲，如傳動軸引起的車內噪聲、進氣系統引起的車內噪聲等。而車內的低頻轟鳴聲會在車內產生很高的壓力脈動，引起人耳不適，甚至出現頭暈、惡心等癥狀[3]。

本文對某國Ⅵ乘用皮卡加速1 450 r/min 轟鳴問題開展研究，通過主觀駕評及客觀數據分析，確認轟鳴是發動機2 階為主貢獻，借助CAE 傳動系扭振及模態分析模型，采用激勵源、路徑、響應模型分析方法[4]，鎖定問題根本原因并且提出有效的解決方案。

1 傳動系轟鳴聲產生機理及常用控制方法

進氣系統、排氣系統、冷卻系統、傳動系統均會引起車內轟鳴問題，對進氣系統、排氣系統、冷卻系統產生的NVH 問題，國內主機廠均有較成熟的控制技術及解決方案。傳動系包含了發動機、變速箱、傳動軸、后橋等復雜系統，并且子系統之間匹配技術難度較高，尤其是后驅車型更為復雜，圖1 為本文研究對象全油門加速過程中車內主駕噪聲圖，圖中斜線為階次，顏色越深代表噪聲能量越強，越容易引起駕乘人員不舒適。

圖1 車內轟鳴噪聲彩圖Fig.1 Inner noise colormap data

傳動系引起的轟鳴聲具有低頻特性，頻率在200 Hz 以下，后驅車型傳動系在200 Hz 以下存在較多的固有頻率，在動力總成、傳動軸、后橋等激勵下極易引起結構共振[5]。發動機工作時內部存在往復慣性力及缸體內周期性壓力引起曲軸扭矩波動，經離合器/液力變矩器、變速箱、傳動軸及橋傳遞波動，在扭轉模態處產生扭轉振動，通過懸掛系統、車架傳至車身，引起車身鈑金振動進而輻射至車內產生轟鳴。另外，發動機的往復慣性力或者發動機主階次還會激勵傳動軸模態或傳動系模態，振動進一步放大傳遞至車身產生轟鳴。傳動軸的動不平衡也是傳動系激勵之一，如果動不平衡力不能有效控制在較低水平，車輛在高速工況下極易產生轟鳴聲。圖2 是基于源、路徑、響應模型建立傳動系引起轟鳴的路徑及常用控制方法。

圖2 傳動系轟鳴產生機理及控制方法Fig.2 Mechanism and control method of driving system roar

激勵源：（1）發動機往復慣性力是振動源頭，可通過平衡軸降低該力，但由于成本高，柴油車型應用較少，并且還會增大油耗及怠速噪聲；（2）DMF、離心擺、TVD 及慣量環可有效降低發動機扭矩波動，DMF 和離心擺對低頻扭轉振動改善明顯[2]，傳動系特定扭振頻率問題可采用TVD 降低傳動系扭轉振動[6-7]；（3）傳動軸動不平衡量可通過傳動軸本身臺架、傳動軸與對手件輕重點匹配裝配技術及角度安裝進行控制。

傳遞路徑：（1）發動機激勵頻率高達200 Hz，傳動系及傳動軸模態和發動機激勵頻率需進行解耦，尤其是后驅車型驅動總成剛體模態一定需要避開發動機扭轉模態及傳動軸模態，但是由于傳動系及傳動軸結構導致無法100%解耦，因此需要在前期設計預留吸振器的空間；（2）提升傳動軸的支撐剛度及驅動模塊采用隔振措施。

響應：提高車身彎扭剛度，降低車身靈敏度[8]。

2 虛擬樣車整車轟鳴仿真分析預測

后驅車型開發階段，傳動系扭振及傳動系模態分析非常重要，可以對整車轟鳴進行預測并且提供優化方案，縮短物理樣車調教周期。本文對某乘用皮卡傳動系扭振及模態進行了研究及分析，該皮卡搭載2.3 T 柴油發動機及8AT 變速箱，后懸掛匹配多連桿結構。應用集中質量模型對該皮卡傳動系進行簡化，利用能量守恒原則建立當量化等效模型，將每個系統等效為集中慣量單元、彈簧單元、阻尼單元[9-10]。每個子系統根據以上簡化方法進行等效，該皮卡等效后參數如表1 和表2 所示。

表1 傳動系扭振關鍵參數表Tab.1 Key parameters of torsional vibration of driveline system

表2 變速箱各擋位關鍵參數表Tab.2 Key parameters of each gear of transmission

根據表1、表2 簡化參數建立傳動系扭振分析模型如圖3[11]所示，各擋傳動系扭振模態如圖4所示，該車型扭振頻率分布在46～50 Hz。

圖3 傳動系扭振仿真分析模型Fig.3 Torsional vibration CAE model of driveline

圖4 皮卡各擋位傳動系扭振模態Fig.4 Torsional vibration modes of each gear driveline of a pickup

后橋模態是后驅車型產生整車轟鳴的關鍵因素，因此后橋模態控制尤為重要。為提前識別該皮卡傳動系帶來的轟鳴風險，對虛擬樣車進行后橋模態仿真分析，后橋Pitch 模態仿真結果為46.4 Hz，如圖5 所示，仿真結果顯示傳動系扭振與后橋Pitch 模態耦合，顯示整車轟鳴風險較大。

圖5 多連桿后橋Pitch 模態Fig.5 Multi-link rear axle Pitch mode

3 傳動系統與懸掛系統模態分離控制

為提升整車舒適性，國內車企乘用皮卡后懸掛系統大多數采用多連桿結構，如圖6 所示。皮卡車型后橋模態的研究是皮卡車輛NVH 性能關鍵控制因子之一，其中模態試驗及模態分析技術在NVH領域已經是必不可少的技術。

圖6 多連桿和板簧皮卡后懸掛系統Fig.6 Rear suspension of multi-link and spring

模態分析是將主振型對應模態坐標替代物理坐標，使得坐標耦合方程組解耦成獨立的微分方程組，進而得到系統模態參數。假設分析對象為N 自由度線性彈性振動系統，其振動運動微分方程為[12]

式中：[M]、[C]、[K]——系統N 階質量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣；{u＂（t）}、{u'（t）}、{u（t）}——系統N 階加速度、速度、位移響應矩陣；{F（t）}——系統N 階激勵力。

對式（1）進行拉氏變換可得

式中：Mr——模態質量；Cr——模態阻尼；Kr——模態剛度；φr——各階模態振型；r——模態振型數。

從模態分析公式及后懸結構可以得出，多連桿整體式橋Pitch 模態比板簧結構橋高，并且落在常用轉速范圍，容易引起整車轟鳴問題，本文研究對象的多連桿整體式橋Pitch 模態為46.4 Hz，如圖5 所示，同平臺后懸為板簧結構后橋Pitch 模態為30.4 Hz，如圖7 所示。

圖7 板簧后橋Pitch 模態Fig.7 Spring rear axle Pitch mode

由于動力總成方案及整車動力性需求無法從源頭改變傳動系扭振頻率及幅值，需從路徑降低振動傳遞。仿真結果顯示推力桿襯套動剛度降低50%，后橋Pitch 模態為37.64 Hz，如圖8 所示，與傳動系扭振頻率滿足避頻要求，但是推力桿襯套剛度對動態性能影響較大，需物理樣車確認貢獻量。

圖8 推力桿襯套剛度降低后橋Pitch 模態Fig.8 Rear axle Pitch mode of reducing bushing stiffness

4 物理樣車加速轟鳴問題主客觀確認

4.1 主觀駕評

物理樣車駕評問題確認，AT 柴油乘用車型4、5、6、7、8 擋均存在轉速為1 450 r/min 時整車轟鳴且伴隨振動，主觀評估5.5 分，經過NVH 專業團隊駕評，初步鎖定與路面激勵無關，與傳動系激勵強相關。

4.2 客觀數據采集

結合主觀駕評結論，對目標車進行客觀數據采集。利用專業的振動噪聲數采及LMS 分析軟件，噪聲測點為主駕，振動測點為后橋、傳動軸中間支撐、推力桿主被動端，傳動系還布置了扭振采集信號，測試工況為5、6、7、8 擋，發動機轉速1 250～2 500 r/min 全油門加速。目標車5 擋噪聲測試數據如圖9 所示，問題轉速在1450 r/min，和主觀駕評結論完全對應，再從客觀數據提取發動機2 階、4階發現，1 450 r/min 轟鳴由發動機2 階為主貢獻，目標車是四缸柴油發動機，由階次計算式（4）可得轟鳴頻率為48.3 Hz。根據該車型前期傳動系扭振及后橋仿真分析結果，推斷是傳動系扭振頻率與后橋模態耦合引起整車轟鳴。

圖9 全油門加速車內噪聲客觀數據Fig.9 Objective data of interior noise at full throttle acceleration

式中：f——頻率；n——發動機轉速；τ——發動機階次。

4.3 加速轟鳴問題分析

根據以上結論，重點分析目標車2 階噪聲及2階振動客觀數據，傳動系2 階扭振及后橋2 階振與轟鳴問題強相關，如圖10 所示。為進一步鎖定問題原因，應用工作變形模態分析手段得出后橋ODS模態為48.3 Hz，如圖11 所示，測點如圖12 所示?；谝陨峡陀^數據分析結果可得，1 450 r/min 整車轟鳴是傳動系扭振頻率與后橋Pitch 模態耦合產生共振導致的，經過多連桿傳遞至車架，最后傳遞至車身輻射至車內引起轟鳴。

圖10 車內2 階噪聲與傳動系2 階振動數據Fig.10 Inner 2nd noise and 2nd driveline vibration

圖11 后橋ODS 模態Fig.11 Rear axle ODS mode

圖12 后橋ODS 測點Fig.12 Rear axle ODS measuring points

5 優化方案選擇及驗證

優化該問題從以下2 個方向進行：（1）改變傳動系扭振頻率及降低扭振幅值，但傳動系硬件已完成選型及相關試驗，若改變傳動系扭振頻率，需對發動機及變速箱重新選型及試驗，投入大、周期長，無法滿足項目開發周期；或者選擇傳動系增加48 Hz TVD，改變特定傳動系扭振頻率，但是TVD成本較高；（2）改變后橋Pitch 模態，避開與傳動系扭振頻率耦合。根據前期仿真結果，降低后橋推力桿襯套動剛度50%，后橋Pitch 模態可降至37 Hz，通過樣件改制降低推力桿襯套后，后橋Pitch 模態為42.5 Hz，如圖13 所示，整車優化效果明顯。如圖14 所示，主觀評估6.75 分，但是動態性能評估降低推力桿動剛度后，表現轉彎過程上下車體出現非線性跟隨，主觀評估從7 分降低至5.5 分，綜合整車舒適性的相互影響，項目不建議該方案。

圖13 推力桿降剛度后橋ODS 模態Fig.13 Reducing bushing stiffness rear axle ODS mode

圖14 降低推力桿襯套剛度整車優化效果Fig.14 Reducing bushing stiffness vs base inner 2nd order noise

由于降低襯套剛度方案對動態性能影響很大，需要在傳動系扭振方面采取措施改變傳動系扭振頻率，TVD 就是為了解決傳動系特定頻率扭振問題，該問題中心頻率為48.3 Hz，因此選取48 Hz TVD方案進行整車驗證，TVD 安裝位置如圖15 所示，傳動系2 階扭振頻率及幅值均存在明顯降低，如圖16 所示，整車噪聲改善效果如圖17 所示，主觀評估7分，最終通過傳動系增加TVD優化該轟鳴問題。

圖15 TVD 安裝位置Fig.15 TVD installation position

圖16 傳動系2 階扭振前后對比數據Fig.16 Driveline 2nd torsional vibration data

圖17 TVD 方案優化前后車內2 階噪聲Fig.17 TVD vs base inner 2nd order noise

6 結語

本文對傳動系引起整車轟鳴進行了機理研究及分析，結合仿真預測及客觀數據分析提出了解決乘用皮卡傳動系引起轟鳴問題的優化方向及措施：

（1）基于有限元分析方法及傳動系扭振分析模型，對整車加速轟鳴問題進行預測并且提供了優化方向及措施；（2）對加速轟鳴問題進行詳細主觀評估及客觀數據采集，確定了轟鳴問題主要貢獻能量，通過階次分析技術確定了問題頻率，為后期問題排查及優化奠定了基礎；（3）結合客觀數據，鎖定了轟鳴產生原因，通過前期仿真預測及優化方案快速進行整車驗證及評估，同時兼顧動態性能，選取高性價比方案對轟鳴問題進行改善。通過優化方案前后對比，客觀數據顯示對問題頻率范圍的優化效果非常明顯，主觀評估優化后完全可接受，為整車加速車內轟鳴問題提供了優化方向。