某SUV后主減速器總成共振問題分析

鈕微龍 劉徹 武杰

（長城汽車股份有限公司技術中心；河北省汽車工程技術研究中心）

隨著人們生活品質(zhì)的提高，良好的NVH性能成為客戶對車輛評價的重要指標，因此振動和噪聲的控制作為汽車設計制造的一個重要方面，受到了各大汽車廠商的重視。如把汽車作為一個系統(tǒng)來研究，汽車本身就是一個具有質(zhì)量、彈性和阻尼的振動系統(tǒng)，由于汽車內(nèi)部各部分的固有頻率不同，汽車在行駛中常因路面不平，車速和運動方向的變化，車輪、發(fā)動機和傳動系統(tǒng)的不平衡，以及齒輪的沖擊等各種外部和內(nèi)部的激振作用而極易產(chǎn)生整車和局部的強烈運動。這種振動使汽車的動力性得不到充分發(fā)揮，經(jīng)濟性變差，同時還會影響汽車的通過性、操縱穩(wěn)定性及平順性，使乘員產(chǎn)生不舒服和疲乏的感覺，甚至損壞汽車的零部件和運載的貨物，縮短汽車的使用壽命[1]。文章對某SUV傳動系統(tǒng)的共振問題進行了研究并提出優(yōu)化方案。

1 傳動系統(tǒng)噪聲原因

動力傳遞系統(tǒng)是將發(fā)動機發(fā)出的功率傳遞給車輪并帶動汽車運行的系統(tǒng)[2]，發(fā)動機的振動、傳動系統(tǒng)的扭矩波動、傳動軸的動不平衡、萬向節(jié)產(chǎn)生的附加彎矩及懸置支撐剛度等因素均能引起傳動系統(tǒng)的振動。傳動系的振動經(jīng)懸置傳給車身，引起鈑金件共振，從而在車廂內(nèi)發(fā)出轟鳴聲，當汽車逐漸加速或減速時車內(nèi)發(fā)生異常的噪聲。

國內(nèi)某款SVU車型開發(fā)過程中出現(xiàn)在2，3擋（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500～2 800 r/min）時，車廂中后部傳來明顯轟鳴聲，并伴隨振動，2擋時更明顯。

在良好路面上進行NVH問題測試，在車內(nèi)駕駛員右耳位置布置麥克風，并對測試數(shù)據(jù)進行分析。圖1示出駕駛員右耳位置噪聲測試數(shù)據(jù)。從圖1可以看出，汽車急加速（轉(zhuǎn)速為2 667.46 r/min）時車內(nèi)噪聲存在明顯峰值，主觀感覺車內(nèi)存在明顯轟鳴聲。

通過主觀評價發(fā)現(xiàn)，該問題與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速有關，初步判定是由發(fā)動機激勵與車體某部件共振產(chǎn)生。通常情況下，發(fā)動機的激勵主要通過發(fā)動機的懸置系統(tǒng)、排氣的懸置系統(tǒng)、傳動軸的支撐及后主減懸置系統(tǒng)4個路徑傳遞到車身。針對這4個主要傳遞路徑，對發(fā)動機懸置、排氣管、傳動軸支撐和后主減懸置系統(tǒng)進行道路振動測試。

2 道路測試查找真因

為查找問題真因，對試驗車進行試驗測試。分別在發(fā)動機懸置支架、排氣管吊掛支架、傳動軸中間支撐、后主減速器懸置支架及車身地板處布置三向加速度傳感器，運用LMS公司Test.Lab測試軟件，采用Signature Testing-Advanced測試模塊對整車進行振動測試，采樣頻率帶寬為2 048 Hz，頻率分辨率為0.5 Hz，在平坦道路上采集發(fā)動機轉(zhuǎn)速在900～4 500 r/min區(qū)間的振動數(shù)據(jù)，如圖2所示。

從圖2可看出，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到2 715.13 r/min時，主減懸置系統(tǒng)出現(xiàn)明顯的振動峰值。樣車為直列4缸4沖程發(fā)動機，發(fā)動機2階（2 715.13 r/min）對地板振動貢獻量大，共振頻率為135 Hz，其他測試點在問題轉(zhuǎn)速段未發(fā)生明顯的振動增強現(xiàn)象，由此可以確定后主減速器總成振動是主要的激勵。

通過道路測試結(jié)果可知，由于后主減總成系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動機2階頻率接近，使得發(fā)動機的激勵與后主減總成耦合造成后主減總成共振，振動由懸置支撐點通過副車架傳到地板，引起汽車加速過程中在發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 500～2 800 r/min時存在明顯的轟鳴問題。

3 優(yōu)化及驗證

針對此問題制定優(yōu)化方案。

方案1：根據(jù)振動隔離理論，在設計初期應使系統(tǒng)固有頻率遠離激振頻率，避免發(fā)生共振。為避免后主減系統(tǒng)產(chǎn)生共振，在后主減上增加動力吸振器以更改后主減系統(tǒng)的系統(tǒng)模態(tài)。動力吸振器是通過彈性元件把輔助質(zhì)量連接到振動系統(tǒng)上的一種減振裝置，它不靠消耗能量來減振，而是通過輔助質(zhì)量的動力作用，使彈性元件在后主減系統(tǒng)上產(chǎn)生的力正好與強迫力的大小相等、方向相反，以此來達到減振的目的。

針對此問題選取吸振器頻率為（135±15）Hz，質(zhì)量為1.2（1±0.05）kg。經(jīng)測試單個吸振器作用效果不明顯，故為增加吸振頻率帶寬，設計雙吸振器結(jié)構(gòu)[3]，左諧振塊頻率為（129±15）Hz，質(zhì)量為 1.5（1±0.05）kg，右諧振塊頻率為（146±15）Hz，質(zhì)量為 1.2（1±0.05）kg，結(jié)構(gòu)如圖3所示。

對后主減速器總成增加吸振器后的汽車狀態(tài)進行測試，并與原狀態(tài)做對比，測試結(jié)果如圖4和圖5所示。

從圖4可以看出，在2擋WOT工況，與原狀態(tài)相比，駕駛員右耳噪聲總級在2 700 r/min左右降低3 dB（A），2階能量降低6 dB（A）左右，但是在2 300，3 000 r/min左右駕駛員右耳噪聲2階能量略有增加（為吸振器移頻引起），主觀評價可接受；在3擋WOT工況，駕駛員右耳噪聲總級在2 650 r/min左右降低3.5 dB（A），2階能量降低7 dB（A）左右，主觀評價可接受。

方案2：此款SUV采用智能四驅(qū)，通過后主減前端的扭矩管理器總成控制后橋輸入扭矩，以實現(xiàn)智能四驅(qū)功能[4]。

當前后車輪出現(xiàn)轉(zhuǎn)速差時，智能四驅(qū)系統(tǒng)向后橋傳遞大扭矩以提高四驅(qū)車型的越野能力，此時是差動控制模式。為提高汽車的起步加速性能，在車速較低時，為預加載工作模式，后橋輸入扭矩維持在100～400 N·m，但當車速較高且車輪未出現(xiàn)打滑時，為了提高行車安全，四驅(qū)系統(tǒng)不介入，后橋輸入扭矩值低于100 N·m，速度門限為80 km/h。在問題轉(zhuǎn)速下，車速在30～60 km/h，四驅(qū)系統(tǒng)判定為低速工況，采用預加載工作模式，后橋輸入扭矩維持在100～400 N·m。四驅(qū)標定過程中，應對相應門限值進行調(diào)整，在保證性能的前提下對NVH問題進行優(yōu)化。

此次將原80 km/h的速度門限調(diào)整至30 km/h，使問題轉(zhuǎn)速下的四驅(qū)控制模式退出預加載模式，以降低問題轉(zhuǎn)速下的扭矩輸入。標定參數(shù)更改后，當達到問題轉(zhuǎn)速時車速超過30 km/h，四驅(qū)系統(tǒng)將后橋輸入扭矩調(diào)整至100 N·m以下，對軟件更新后的汽車進行測試后發(fā)現(xiàn)NVH問題得到解決，主觀評價可接受。速度門限調(diào)整前后后橋輸入扭矩對比，如圖6所示。

對兩方案進行對比分析，確定最終整改途徑。

方案1通過在后主減速器后端增加吸振器總成改變系統(tǒng)模態(tài)來解決問題，但動力吸振器的增加使質(zhì)量增加2.7 kg，致使整車質(zhì)量和成本增加，不滿足整車設計輕量化要求。

方案2通過更改四驅(qū)控制軟件實現(xiàn)問題解決，變更前后，后橋輸入扭矩加載到最大扭矩時間同為30 ms以內(nèi)，且當出現(xiàn)車輪打滑時不影響最大扭矩輸入，所以速度門限的調(diào)整對四驅(qū)性能無影響。

綜合對比兩方案，最終決定采用方案2解決傳動系統(tǒng)NVH問題。

4 結(jié)論

傳動系統(tǒng)的共振問題嚴重影響整車的乘坐舒適性，設計時應避免傳動系統(tǒng)與發(fā)動機總成激振頻率耦合。在解決此類NVH問題時可采用增加吸振器的方法以改變系統(tǒng)頻率，從而達到消除共振的目的，但此類方案大多涉及到減振類零件的添加，增加了整車質(zhì)量及成本。當被激振系統(tǒng)有智能硬件控制時，可嘗試更改軟件參數(shù)，在保證性能的前提下達到消除共振的目的。