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    傳動軸抖動引起的車內(nèi)噪聲研究與解決

    2012-02-21 07:28:28朱衛(wèi)兵陳微微謝珍蘭
    裝備制造技術(shù) 2012年11期
    關(guān)鍵詞:萬向節(jié)萬向傳動軸

    朱衛(wèi)兵,陳微微,謝珍蘭

    (1.上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西 柳州 545007 2.東風(fēng)柳州汽車股份有限公司,廣西 柳州 545007)

    汽車傳動系統(tǒng)在工作時會產(chǎn)生非常明顯的抖動和噪聲,在車輛運行過程中,傳動軸在高速情況下,由傳動軸本身的彎曲和扭振會造成明顯的車內(nèi)振動和噪聲,而且其產(chǎn)生的噪聲,不容易被乘員辨識,會引起乘員和售后部門的嚴重抱怨。

    本文針對國內(nèi)某款車型在開發(fā)過程中,由于傳動系統(tǒng)抖動導(dǎo)致車內(nèi)噪聲過大的問題,采用分別運轉(zhuǎn)法、頻譜分析法等方法,來確定汽車產(chǎn)生噪聲和振動的源頭,并運用適當(dāng)?shù)姆椒▉斫鉀Q此問題,同時也為汽車工程技術(shù)人員NVH開發(fā)提供借鑒。

    1 傳動軸工作原理及樣車狀態(tài)概述

    1.1 汽車萬向傳動軸工作原理

    萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。其主要用于在工作過程中,相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。

    萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求:

    (1)保證所連接的兩根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時,能可靠地傳遞動力。

    (2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。

    (3)由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。

    (4)傳動效率高,使用壽命長,結(jié)構(gòu)簡單,制造方便,維修容易等。

    變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸之間普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中,多采用等速萬向傳動軸。當(dāng)后驅(qū)動橋為獨立的彈性,采用萬向傳動軸。汽車萬向傳動軸基本工作原理如圖1所示。

    圖1 傳動軸一般的布置形式

    傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵,以實現(xiàn)傳動長度的變化。

    傳動軸在工作時,其長度和夾角是在一定范圍變化的。在設(shè)計時,應(yīng)保證在傳動軸長度處在最大值時,花鍵套與軸有足夠的配合長度;而在長度處在最小時不頂死。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。

    1.2 樣車狀態(tài)概述

    樣車車型的主要配置參數(shù)如下表1所列,開發(fā)階段:中期樣車。

    問題描述:車輛行駛時,在5檔車速加速至達110 km/h時,車廂中后部出現(xiàn)強烈的振動,同時車內(nèi)聽到明顯轟鳴聲,嚴重影響駕乘舒適性。

    該車可能涉及到傳動系統(tǒng)噪聲的主要配置如表1所示。

    表1 車輛主要配置及參數(shù)

    2 噪聲源識別

    采用以下方法,初步判斷分析問題產(chǎn)生源頭。

    2.1 行駛工況情況

    車輛運用5檔加速行駛至100 km/h,保持車輛定速;慢油門加速從100 km/h加速至120 km/h,

    (1)主觀評價:車輛振動和噪聲來自于底盤有節(jié)奏的激勵。初步判斷,激勵是來自于高速時傳動系的振動或抖動。

    (2)運用測試工具,測量車內(nèi)噪聲和后地板的振動。

    在慢加速情況下,按照GB/T 18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法》布置車內(nèi)噪聲聲學(xué)測量點和振動測量點,分別測量后排座椅中間處的噪聲colormap圖和后地板中間的振動。測試結(jié)果如圖2、圖3所示。

    圖2 100-110 km/h慢油門加速時后排噪聲

    圖3 100-110 km/h慢油門加速時后地板Z向振動

    從圖2、圖3可以發(fā)現(xiàn),在5檔加速時,發(fā)動機轉(zhuǎn)速主要集中在3 800~4 000 rpm附近,車內(nèi)噪聲的中間頻率主要集中在135 Hz~166 Hz左右,后地板的振動也集中在135 Hz~166 Hz之間,方向為Z向,其中最大噪聲源為166 Hz的振動和噪聲,這說明:在此速度下車內(nèi)主要的噪聲源自于此頻率。通過前期車身的模態(tài)分析,我們已知后地板局部模態(tài)頻率為135 Hz左右,因此只需要確定166 Hz頻率來源即可。

    2.2 模態(tài)分析

    分別測量動力總成、傳動軸、后懸架系統(tǒng)的自由模態(tài),其中傳動軸總測點數(shù)為9個,前軸4個點,后軸4個點,中間支撐1個點,進行模態(tài)的測試和分析,測量數(shù)據(jù)如圖4、圖5所示。

    通過圖4分析可知,模態(tài)傳遞函數(shù)FRF分析發(fā)現(xiàn),傳動軸一階彎曲模態(tài)集中在166 Hz,與高速時車內(nèi)噪聲振動頻率基本吻合,同時通過圖5彎曲振型發(fā)現(xiàn)傳動軸的模態(tài)振型為上下彎曲模態(tài),即Z向模態(tài)。

    初步判斷噪聲來源于傳動軸的一階Z向彎曲模態(tài),通過中間支撐及后懸架傳遞給車身,造成車身共振,導(dǎo)致車內(nèi)強烈的振動和轟鳴噪聲。

    圖4 傳動軸一階彎曲模態(tài)頻響函數(shù)

    圖5 傳動軸一階彎曲模態(tài)振型

    3 原因分析

    3.1 傳動軸抖動原因分析

    汽車的動力系統(tǒng)時刻向傳動軸施加各種激振,尤其以發(fā)動機的往復(fù)慣性力與傳動軸不平衡產(chǎn)生的慣性力沖擊最為顯著。傳動軸的響應(yīng)與傳動軸的尺寸規(guī)格、材料特性和邊界條件相關(guān),而且在理論上是一個擁有無數(shù)模態(tài)的連續(xù)結(jié)構(gòu)。由于傳動軸最主要的激振力為發(fā)動機往復(fù)慣性力與傳動軸不平衡產(chǎn)生的慣性力,因此,傳動軸的一階彎曲模態(tài)更容易受到激發(fā)產(chǎn)生共振。在采用不等速萬向節(jié)時,還應(yīng)該考慮二階激勵。

    傳動軸的振動通過外萬向節(jié)、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身,車身覆蓋件受激共振后又將振動能量傳入腔體,車輛腔體受激共振,產(chǎn)生低頻轟鳴聲。同時,內(nèi)萬向節(jié)及差速器齒輪嚙合轉(zhuǎn)動的不穩(wěn)定性還會引起車輛產(chǎn)生波動式耦合噪音和刺耳的尖叫聲音。在長度一定時,傳動軸斷面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速,就是當(dāng)傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時,即出現(xiàn)共振現(xiàn)象,以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速。

    傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速nk(r/min)為:

    式中,

    Lc為傳動軸長度(mm),即兩萬向節(jié)中心之間的距離;

    dc和Dc分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑(mm)。

    本研究使用自制的“學(xué)生游泳自救與水上救助能力的評價表”,在游泳教學(xué)前用作前測,記錄學(xué)生在實驗前的能力水平;在教學(xué)后用作后測,記錄學(xué)生在實驗后的能力發(fā)展水平。

    對于傳動軸來說,第一階模態(tài)最重要,如果采用不等速萬向節(jié)的軸,還應(yīng)該考慮第二階的激勵。傳動軸的最高轉(zhuǎn)速取決于最高的行駛車速,為了避免共振,傳動軸的固有頻率一般要求要比臨界轉(zhuǎn)速(傳動軸最高轉(zhuǎn)速)對應(yīng)的頻率高出15%。

    傳動軸的最大工作頻率與車速的關(guān)系:

    同時計算傳動軸的最大工作頻率

    其中,

    f為傳動軸最大工作頻率;

    Vmax為最大車速;

    ig為最高檔變速器傳動比;

    io為主減速器傳動比;

    r為車輪滾動半徑。

    3.2 分析結(jié)果

    由上我們已知道 Vmax為158 km/h,ig為 0.808,io為4.889,四缸四沖程發(fā)動機主諧量階數(shù)為2,r為289 mm,將上述數(shù)字代入式(2),我們可以計算得出本傳動軸最大工作頻率是190.4 Hz,為了避免共振,傳動軸的設(shè)計頻率(一階固有頻率)一般要大于190.4×(1+15%)=218.96 Hz;而根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果一階固有頻率是166 Hz,要小于218.96 Hz。同時由上已知,出現(xiàn)振動和噪聲時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速在5檔4 000 rpm左右,同時階次為傳動軸的二階噪聲,即發(fā)動機的2.47階,經(jīng)過計算:4 000/60×2.47=165 Hz,與傳動軸的一階彎曲模態(tài)完全吻合,因此,在此轉(zhuǎn)速和速度下的振動和噪聲為在發(fā)動機激勵下的起傳動軸共振,從而產(chǎn)生抖動。

    傳動軸抖動為的Z向彎曲振動,其通過外萬向節(jié)、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身,同時車身件對于Z向的振動非常敏感,車身覆蓋件在受到Z向激勵共振后又將振動能量傳入腔體,車輛腔體受激共振,產(chǎn)生低頻的振動和轟鳴聲。

    4 解決措施

    4.1 常用解決方案介紹

    對于長傳動軸,提高固有頻率的常用方式主要有兩種:

    (1)采用中間支撐,分段傳動。

    (2)采用空心軸,空心軸可以降低質(zhì)量,增大管徑,有扭轉(zhuǎn)強度高,彎曲強度大的特點。

    但對于目前的傳動軸來說,由于已經(jīng)采用分段傳動的方式,即已經(jīng)運用了中間支撐,同時又運用了空心軸,而采用增大管徑的方法勢必要增加成本,對于汽車制造成本控制又造成了負面影響。

    4.2 實際措施

    由上我們已知車內(nèi)噪聲和振動出現(xiàn)的原因除了傳動軸一階模態(tài)為Z向上下彎曲模態(tài),頻率在166 Hz,實際上除了傳動軸一階彎曲模態(tài)的激勵外,車身對于166 Hz的Z向振動敏感也是其產(chǎn)生問題的重要原因。因此,可以調(diào)整傳動軸模態(tài)的方向以減少激勵,降低車身的共振,同時也可以降低了車內(nèi)的轟鳴噪聲。

    針對上述的分析結(jié)果,制定如下的更改方案,將傳動軸的前軸萬向節(jié)連接方向由0°更改至90°,以改變傳動軸Z向模態(tài),如圖6所示。

    圖6 前軸萬向節(jié)連接端相位差由0°更改至90°

    4.3 模態(tài)校核

    重新測試傳動軸的自由模態(tài),布點數(shù)與之前相同,測試結(jié)構(gòu)如圖7、圖8所示。

    由圖7可以看出,更改相位差至90°后的傳動軸頻響函數(shù)顯示,傳動軸的一階彎曲模態(tài)仍然為163.4 Hz,與之前165 Hz非常接近,實際頻率未發(fā)生大的變化;由圖8可以看出,更改相位差后的傳動軸一階彎曲模態(tài)振型由上下彎曲變成左右彎曲,即傳動軸的彎曲振動方向由Z向偏轉(zhuǎn)至Y向,同時對車體的激勵方向也由Z向更改至Y向。

    圖7 前軸萬向節(jié)連接端相位差由 0°更改至 90°后的傳動軸一階頻響函數(shù)

    圖8 前軸萬向節(jié)連接端相位差由0°更改至90°后的傳動軸一階彎曲振型

    4.4 測試驗證

    將制作好的更改相位角后的傳動軸樣件裝車,重新測試車內(nèi)噪聲。如圖9、圖10所示。

    從圖9可以看出來,車內(nèi)傳動軸二階噪聲在3 800 rpm以上大幅降低,分別較原來降低5-10 dBA。由圖10可以看出,車內(nèi)傳動軸二階噪聲在3 800 rpm以上大幅降低,其頻率集中在165 Hz處。

    圖9 5檔加速時車內(nèi)傳動軸2階噪聲

    圖10 5檔加速時車內(nèi)噪聲colormap圖

    同時在5檔加速時主觀評價,車內(nèi)噪聲在3 800 rpm以上大幅降低,車內(nèi)嚴重的振動和轟鳴聲消失。110 km/h出現(xiàn)的車內(nèi)嚴重振動和轟鳴問題得到解決。

    5 結(jié)束語

    將傳動軸前端相位差更改90°后,也能夠很好地解決110 km/h以上的車內(nèi)振動和轟鳴噪聲。通過更改相位角改變了傳動軸彎曲模態(tài)的方向,同時對車內(nèi)的激勵也由Z向變?yōu)閅向,很好的解決了在3 800 rpm以上,傳動軸抖動造成的車內(nèi)振動和噪聲問題。

    從上面的分析,我們知道發(fā)動機總成和傳動系在運轉(zhuǎn)過程中,由于傳動系在動力傳遞的過程中會出現(xiàn)各種問題,包括模態(tài)和共振問題。當(dāng)出現(xiàn)傳動軸的共振問題時,不能僅僅一味地考慮增大頻率,降低激勵源的方法,實際上在激勵力傳遞的過程中,運用合適的方法改變激勵的方向和模態(tài),通過調(diào)整對車內(nèi)噪聲敏感的激勵方向,也可以很好的解決傳動系引起的車內(nèi)噪聲的問題。同時,運用分別運轉(zhuǎn)法及頻譜分析法等方法,從傳動系問題的傳遞路徑入手,采用合理的設(shè)計手段,可以盡量減小和消除傳動軸共振產(chǎn)生及傳遞的可能,;同時也為汽車開發(fā)減少不必要的損失。

    [1]馬大猷.聲學(xué)名詞術(shù)語[M].北京:海洋出版社,1983.

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