傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)對(duì)載貨汽車通過噪聲的影響機(jī)理研究

郭年程 卜紹先 隋磊 王新龍

傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)對(duì)載貨汽車通過噪聲的影響機(jī)理研究

郭年程 卜紹先 隋磊 王新龍

（中國(guó)重型汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)發(fā)展中心）

對(duì)汽車通過噪聲源進(jìn)行論述，利用對(duì)某載貨汽車通過噪聲的研究闡述傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)對(duì)通過噪聲的影響。利用摸底試驗(yàn)、傳動(dòng)軸模態(tài)計(jì)算和模態(tài)試驗(yàn)等方法，確定試驗(yàn)樣車通過噪聲大的原因?yàn)樽兯倨鞲毕潺X輪嚙合激勵(lì)為激振源，且3根傳動(dòng)軸耦合共振使噪聲擴(kuò)大。結(jié)合噪聲原因分析和方案可行性分析，提出采用改變傳動(dòng)軸空腔結(jié)構(gòu)以消除傳動(dòng)軸空腔擴(kuò)音的方案，從而使試驗(yàn)樣車的通過噪聲顯著降低。

1 前言

汽車噪聲污染是汽車經(jīng)過街道時(shí)對(duì)居民和行人聽覺產(chǎn)生的傷害，通常用“通過噪聲測(cè)量”來(lái)模仿該類環(huán)境[1]。汽車高速行駛時(shí)噪聲源有兩大類：一類是汽車本體的噪聲源，其包括進(jìn)排氣噪聲、發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲、傳動(dòng)軸系統(tǒng)噪聲、各類結(jié)構(gòu)噪聲；另一類是汽車與之接觸物體的摩擦噪聲，其包括輪胎-地面噪聲、風(fēng)激勵(lì)噪聲。

一般車輛的通過噪聲源主要為發(fā)動(dòng)機(jī)和進(jìn)排氣噪聲，但傳動(dòng)系統(tǒng)的噪聲也不可忽視，在有些前置后驅(qū)車輛的通過噪聲中甚至占很大比重。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的噪聲源有變速器、分動(dòng)器、驅(qū)動(dòng)橋和傳動(dòng)軸等。變速器、分動(dòng)器、驅(qū)動(dòng)橋內(nèi)都是靠齒輪嚙合來(lái)傳遞動(dòng)力和改變速度的，這些齒輪嚙合不好不僅會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)還會(huì)產(chǎn)生噪聲，而傳動(dòng)軸在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中也可能會(huì)發(fā)出噪聲[2、3]。

通常發(fā)動(dòng)機(jī)前置的后輪驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲比前輪驅(qū)動(dòng)時(shí)要嚴(yán)重，因?yàn)楹筝嗱?qū)動(dòng)需要用較長(zhǎng)的傳動(dòng)軸，而前輪驅(qū)動(dòng)的傳動(dòng)軸較短，甚至可以沒有前傳動(dòng)軸，所以前輪驅(qū)動(dòng)的軸系頻率比后輪驅(qū)動(dòng)的要高，較難被激勵(lì)起來(lái)。

本文所研究的某重型載貨汽車為前置后驅(qū)形式，其通過噪聲較大，利用綜合摸底試驗(yàn)結(jié)合模態(tài)試驗(yàn)和模擬計(jì)算的方法對(duì)試驗(yàn)樣車的通過噪聲進(jìn)行研究。

2 摸底試驗(yàn)

利用汽車轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行車外噪聲測(cè)試，試驗(yàn)測(cè)試設(shè)備為L(zhǎng)MS聲振測(cè)試系統(tǒng)。傳聲器布置于車外，并從變速器輸出軸取轉(zhuǎn)速信號(hào)進(jìn)行噪聲階次跟蹤分析，同時(shí)在重要總成表面布置3向加速度傳感器，以輔助分析噪聲大的原因。前期根據(jù)《汽車加速行駛車外噪聲限值及測(cè)量方法》[4]對(duì)試驗(yàn)樣車進(jìn)行通過噪聲測(cè)試時(shí)，發(fā)現(xiàn)4擋位噪聲最大，故摸底試驗(yàn)對(duì)試驗(yàn)樣車進(jìn)行4擋位下的勻加速試驗(yàn)。圖1所示為試驗(yàn)樣車左側(cè)傳聲器信號(hào)的噪聲階次跟蹤分析。

由圖1可知，噪聲信號(hào)的8.76階、17.52階、26.28階、85階、90階、170階比較突出，且1000Hz和1300Hz處存在共振帶。

3 噪聲原因分析

樣車的發(fā)動(dòng)機(jī)為6缸機(jī)，點(diǎn)火階次為3階，變速器4擋速比為2.92，故噪聲信號(hào)中的8.76階、17.52階和26.28階分別為發(fā)動(dòng)機(jī)主激勵(lì)頻率的1倍頻、2倍頻和3倍頻。由此，車外噪聲信號(hào)中的低頻大幅值成分是由發(fā)動(dòng)機(jī)本體及進(jìn)排氣導(dǎo)致的，但噪聲最大的影響因素是85階、90階、170階及共振帶。

樣車變速器的副箱為行星齒輪機(jī)構(gòu)，外圈齒輪為85齒，行星齒輪為5個(gè)。圖2所示為變速器表面振動(dòng)加速度信號(hào)瀑布圖?？梢姡駝?dòng)信號(hào)的85階、90階和170階最突出，而85階和170階分別為副箱齒輪嚙合頻率的1倍頻和2倍頻，這兩個(gè)階次突出說(shuō)明齒輪精度較低。另外，90階是5個(gè)行星齒輪對(duì)85階的齒頻調(diào)制的結(jié)果，說(shuō)明行星齒輪機(jī)構(gòu)裝配誤差較大。

變速器副箱的齒輪系統(tǒng)為異響根源，但噪聲信號(hào)中還存在共振帶，經(jīng)分析可知噪聲信號(hào)的共振帶在變速器和后橋的表面振動(dòng)信號(hào)中都不存在，考慮到共振帶在1 000 Hz處，故推測(cè)為傳動(dòng)軸共振，需對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行模態(tài)分析。

4 傳動(dòng)軸模態(tài)分析

對(duì)試驗(yàn)樣車的傳動(dòng)軸分別進(jìn)行有限元模態(tài)計(jì)算和模態(tài)試驗(yàn)，以計(jì)算作為試驗(yàn)的指導(dǎo)，以試驗(yàn)作為計(jì)算的驗(yàn)證。求解系統(tǒng)的模態(tài)問題就是求解系統(tǒng)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型，該過程實(shí)際上是對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)方程解耦的過程，即求解系統(tǒng)特征值和特征向量的過程。對(duì)驅(qū)動(dòng)橋系統(tǒng)進(jìn)行微分方程求解，得到的特征值就是系統(tǒng)的模態(tài)頻率，相應(yīng)的特征向量就是此頻率的模態(tài)振型[5]。

試驗(yàn)樣車的傳動(dòng)軸由3段組成，第1根軸離變速器最近，即離激勵(lì)源最近，故先對(duì)第1根軸進(jìn)行分析。為得到真實(shí)狀態(tài)下的模態(tài)結(jié)果，模態(tài)試驗(yàn)在實(shí)車裝配狀態(tài)下進(jìn)行，有限元計(jì)算時(shí)的邊界條件按照實(shí)車狀態(tài)進(jìn)行。

4.1 模態(tài)計(jì)算

對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行有限元模態(tài)計(jì)算。傳動(dòng)軸的三維模型需進(jìn)行適度的幾何清理，去掉能產(chǎn)生許多細(xì)小單元的倒圓、小孔等幾何特征，在保證計(jì)算精度的前提下縮短計(jì)算時(shí)間。此外，模型的一些幾何信息在導(dǎo)入時(shí)可能出錯(cuò)，如曲面在導(dǎo)入時(shí)可能會(huì)出現(xiàn)縫隙、邊界錯(cuò)位、重疊等問題，也需要對(duì)導(dǎo)入的模型進(jìn)行清理及修復(fù)。幾何清理主要包含拓?fù)湫迯?fù)、簡(jiǎn)化細(xì)節(jié)、拓?fù)涓倪M(jìn)等。圖3所示為經(jīng)過網(wǎng)格質(zhì)量檢查的第1根傳動(dòng)軸有限元計(jì)算模型[6、7]。

傳動(dòng)軸主要存在兩種形式的模態(tài)：彎曲模態(tài)和凹凸變形模態(tài)。彎曲模態(tài)頻率由于十字軸的存在而較難模擬準(zhǔn)確，且彎曲模態(tài)振型的傳動(dòng)軸管內(nèi)部空腔體積變化很小，即噪聲的主要影響振型為凹凸振型，故給出第1根傳動(dòng)軸凹凸變形模態(tài)的計(jì)算結(jié)果，如圖4所示。

4.2 模態(tài)試驗(yàn)

對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)[8]。模態(tài)試驗(yàn)所用數(shù)據(jù)采集儀器為比利時(shí)LMS公司的Test.Lab多通道模態(tài)試驗(yàn)數(shù)據(jù)系統(tǒng)，模態(tài)試驗(yàn)流程如圖5所示，其主要包括激振系統(tǒng)、拾振系統(tǒng)和數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)3部分。

因?yàn)閭鲃?dòng)軸自身共振擴(kuò)大噪聲主要是凹凸變形模態(tài)導(dǎo)致的，而非彎曲變形模態(tài)，故把傳動(dòng)軸簡(jiǎn)化成一條直線的常規(guī)做法是不可取的，因?yàn)橐粭l直線無(wú)法分辨凹凸變形。本文對(duì)傳動(dòng)軸管一周范圍內(nèi)都布置3向加速度測(cè)點(diǎn)，每隔90°布置一排，每排10個(gè)測(cè)點(diǎn)，共40個(gè)測(cè)點(diǎn)。圖6所示為傳動(dòng)軸實(shí)車約束模態(tài)試驗(yàn)的測(cè)點(diǎn)布置幾何示意圖。

測(cè)試過程中需要監(jiān)視相干函數(shù)并驗(yàn)證頻響函數(shù)的有效性[9]。所有測(cè)點(diǎn)的頻響函數(shù)都經(jīng)過相干函數(shù)的檢驗(yàn)，相干系數(shù)普遍大于0.9。圖8所示為部分測(cè)點(diǎn)的相干函數(shù)。

試驗(yàn)所得第1根傳動(dòng)軸的凹凸變形模態(tài)結(jié)果如圖9所示。

對(duì)模擬結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，計(jì)算頻率誤差，如表1所列。

表1 試驗(yàn)頻率與計(jì)算頻率對(duì)比結(jié)果

由表1可知，1～4階的頻率誤差都在4%以內(nèi)。由圖4、圖9及表1可知，試驗(yàn)與模擬的頻率、振型都非常接近，說(shuō)明計(jì)算得到的模態(tài)結(jié)果和相應(yīng)計(jì)算方法可信，因此對(duì)另兩根傳動(dòng)軸只進(jìn)行模態(tài)計(jì)算即可。另外，2階和3階頻率分別與噪聲信號(hào)中的1 000 Hz和1 300 Hz共振帶非常接近，說(shuō)明第1根傳動(dòng)軸存在共振。

用相同的計(jì)算方法計(jì)算第2根和第3根傳動(dòng)軸的凹凸變形模態(tài)，以確定其是否參與共振。由于第2根和第3根傳動(dòng)軸振型與第1根傳動(dòng)軸相似，故只給出頻率對(duì)比結(jié)果，如表2所列。

表2 各傳動(dòng)軸模態(tài)頻率對(duì)比 Hz

可見，第2根傳動(dòng)軸的3、4階模態(tài)和第3根傳動(dòng)軸的2階模態(tài)都在共振帶附近，故推斷其模態(tài)對(duì)噪聲結(jié)果也有較大影響。

5 改進(jìn)方案及試驗(yàn)驗(yàn)證

通過以上分析可知，對(duì)樣車噪聲的控制可以從變速器和傳動(dòng)軸兩個(gè)方面進(jìn)行考慮：

a.變速器副箱是試驗(yàn)樣車通過噪聲異常的根源，可以通過提高相關(guān)齒輪精度和行星齒輪機(jī)構(gòu)裝配精度的方法來(lái)抑制振源，從而降低通過噪聲。

b.在齒輪嚙合激勵(lì)下3根傳動(dòng)軸存在耦合共振，為消除傳動(dòng)軸共振對(duì)噪聲的影響，可以改變傳動(dòng)軸空腔結(jié)構(gòu)，也可以對(duì)傳動(dòng)軸管進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，即采用移頻的方法消除共振。

綜合分析以上兩方面，控制變速器精度會(huì)大大增加生產(chǎn)成本，傳動(dòng)軸管結(jié)構(gòu)改進(jìn)可以避開副箱齒輪嚙合的1階激勵(lì)即（圖1中的85階），但很難避開齒頻的2階激勵(lì)（170階），且也會(huì)導(dǎo)致成本大幅增加。因此，可以改變傳動(dòng)軸空腔結(jié)構(gòu)，以消除傳動(dòng)軸空腔擴(kuò)音。本文做法為用吸音海綿對(duì)空腔進(jìn)行填充，這種方法并沒有改變傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)模態(tài)，因?yàn)楸疚牟皇钦駝?dòng)問題，因此這種針對(duì)噪聲的改進(jìn)方式非常合適。

對(duì)3根傳動(dòng)軸管分別進(jìn)行改進(jìn)，并依次更換到試驗(yàn)車輛上。驗(yàn)證內(nèi)容分別為原始狀態(tài)、只更改第1根傳動(dòng)軸和3根傳動(dòng)軸全部更改3種狀態(tài)。對(duì)每種狀態(tài)分別按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《汽車加速行駛車外噪聲限值及測(cè)量方法》進(jìn)行測(cè)試，各擋位測(cè)試結(jié)果求取平均值后列于表3中，最終結(jié)果取各擋最大值。

表3 通過噪聲測(cè)試結(jié)果 dB（A）

由表3可知，只更改第1根傳動(dòng)軸即可使噪聲降低3.2 dB（A），3根傳動(dòng)軸全部更改可以使噪聲降低6.6 dB（A），改進(jìn)方案效果顯著。

6 結(jié)束語(yǔ)

利用整車噪聲和振動(dòng)的階次跟蹤分析推斷某重型載貨汽車通過噪聲較大的原因，利用模態(tài)計(jì)算和試驗(yàn)相結(jié)合的方法確定樣車噪聲大的原因?yàn)樽兯倨鞲毕潺X輪嚙合激勵(lì)為激勵(lì)源，3根傳動(dòng)軸存在耦合共振而擴(kuò)大了噪聲。提出改進(jìn)方案并進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果證明改進(jìn)方案效果顯著，大大降低了樣車的通過噪聲。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動(dòng)——理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

2 方傳流,馮振東,呂振華.汽車動(dòng)力傳動(dòng)系扭振的固有特性和結(jié)構(gòu)修改控制措施分析.汽車工程,1993,15（1）:9～18.

3 Chen D W.An exact solution for free torsional vibration of a uniform circular shaft carrying multiple concentrated ele?ments.Journal of Sound and Vibration,2001,245（2）:303～328.

4 GB 1495-2002.汽車加速行駛車外噪聲限值及測(cè)量方法.北京:國(guó)家環(huán)境保護(hù)總局,2002.

5 張義民.機(jī)械振動(dòng)力學(xué).長(zhǎng)春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社,2000.

6 Guan Z Q,Song C.Recent advances of research on finite ele?ment mesh generation method.Journal of Computer-Aided Design and Computer Graphics,2003,15（1）:1～14.

7 杜平安.有限元網(wǎng)格劃分的基本原則.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2000,21（1）:34～36.

8 沃德·海倫，斯蒂芬·拉門茲,波爾·薩斯.模態(tài)分析理論與試驗(yàn).北京:北京理工大學(xué)出版社,2001.

9 郭年程,史文庫(kù),劉文軍,等.動(dòng)力吸振器在后橋振動(dòng)控制中的應(yīng)用.吉林大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版),2012,42（6）:1349～1354.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年3月1日。

Research on Impact Mechanism of Drivetrain Vibration to Pass-by Noise of Truck

Guo Niancheng,Bu Shaoxian,Sui Lei,Wang Xinlong
（Technical center,China National Heavy Duty Truck Group Co.,Ltd）

The source of automobile pass-by noise is discussed in this paper,and the impact of drivetrain vibration on pass-by noise is expounded by study of a truck pass-by noise.By test,drive shaft modal calculation and modal test,gear meshing excitation as excitation source of the sub-transmission is identified to be source of oversized noise,in addition,the resonance of three drive shafts coupling amplifies this noise.By cause analysis and feasibility analysis of solution,it is proposed in this paper to change drive shaft cavity structure to eliminate amplification of the drive shaft cavity,which results in obvious reduction of pass-by noise of the test truck.

Truck,Pass-by noise,Modal analysis,Drivetrain vibration

載貨汽車 通過噪聲 模態(tài)分析 傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)

U461.4

A

1000-3703（2015）05-0049-04