某后置發(fā)動機客車車內(nèi)轟鳴聲原因及改進

林銀聚

(廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司， 福建 廈門 361023)

隨著客車發(fā)動機功率的不斷提高和車輛結構的輕量化設計，動力傳動系統(tǒng)的扭振問題越來越突出，成為客車振動和噪聲的主要根源之一。發(fā)動機轉矩向車輪傳遞過程中，會激發(fā)動力傳動系統(tǒng)的扭轉模態(tài)。當發(fā)動機的旋轉激勵頻率與傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)的頻率一致或接近時，便會使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生強烈而規(guī)律的扭轉共振，激勵被大幅放大，傳遞到車身,引起車內(nèi)轟鳴聲。在國內(nèi)商用車領域，對這一問題的研究尚處于起步階段,且多采用通過對測試數(shù)據(jù)的階次分析、模態(tài)分析、傳遞路徑分析等方法，確定噪聲的振動來源及峰值產(chǎn)生原因[1-5]。本文也采用這一方法對某后置發(fā)動機旅游客車開發(fā)中遇到的車內(nèi)轟鳴聲問題進行研究，為類似問題的解決提供參考。

1 問題描述

某9 m后置發(fā)動機旅游客車，配置直列6缸柴油發(fā)動機， 6 擋手動變速器。在4擋全油門加速過程中，發(fā)動機轉速 1 400～1 500 r/min之間，車內(nèi)出現(xiàn)較明顯的車身抖動和轟鳴現(xiàn)象，主觀評價車內(nèi)后排噪聲較大,并有明顯壓耳感。采用LMS Test.Lab多通道測試系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲進行客觀數(shù)據(jù)采集。為便于分析，截取4擋全油門加速行駛過程車內(nèi)后排噪聲聲壓級曲線，如圖1所示。由圖可知，發(fā)動機轉速達到1 452 r/min時，車內(nèi)后排噪聲出現(xiàn)峰值，達到81.22 dB(A)，客觀數(shù)據(jù)與主觀評價相符。通過FFT轉換，得到其噪聲頻譜圖[6-7]，如圖2所示，發(fā)動機轉速 1 450 r/min左右時，車內(nèi)轟鳴聲能量貢獻主要來自3階激勵頻率72 Hz。

圖1 車內(nèi)后排噪聲聲壓級曲線

圖2 車內(nèi)后排噪聲頻譜圖

2 原因分析

車內(nèi)轟鳴聲多為結構噪聲，其控制方法大多是從噪聲的激勵源和傳遞路徑上進行處理[8-9]。

2.1 激勵源分析

根據(jù)經(jīng)驗，動力傳動系統(tǒng)扭振對后置發(fā)動機車輛車內(nèi)振動噪聲存在較大影響[10]，初步對傳動系統(tǒng)扭振進行測試。測試全油門加速過程中變速器一軸在各擋位下的扭轉振動數(shù)據(jù)，其中扭振幅值最大的4擋一軸扭振頻譜和扭轉角速度曲線如圖3和圖4所示。由圖3可以看出，4擋的傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)頻率為72 Hz，與發(fā)動機的三階模態(tài)頻率相同。分析圖4，在發(fā)動機轉速1 450 r/min 附近出現(xiàn)角速度波動峰值，最大扭振角速度達到6.1 rad/s。而且圖4變化趨勢與圖1變化趨勢較一致，均在發(fā)動機轉速1 450 r/min附近達到最大值，有明顯的強相關，因此，判斷全油門加速過程中在發(fā)動機轉速1 450 r/min附近，車內(nèi)出現(xiàn)的低頻轟鳴聲主要激勵源是：發(fā)動機三階激勵頻率72 Hz與4擋狀態(tài)下的動力傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)產(chǎn)生耦合共振所致。

圖3 4擋變速器一軸扭振頻譜

圖4 變速器一軸扭轉角速度曲線

2.2 傳遞路徑分析

根據(jù)上述分析，車內(nèi)轟鳴聲主要為低頻結構振動所致，所以不分析空氣傳遞路徑。針對本文問題，主要結構傳遞路徑有：① 動力總成—懸置—車架—車身—車內(nèi)聲腔；② 動力總成—傳動軸—驅動橋—懸架—車架—車內(nèi)聲腔。

分別對車架、驅動橋殼等主要結構傳遞路徑的關鍵點振動進行響應測試分析。根據(jù)測試結果，驅動橋殼以Y向振動最大，在發(fā)動機轉速達到1 450 r/min左右時，在72 Hz附近出現(xiàn)峰值,達到2.45 m/s2，其頻譜如圖5所示。車架以X向振動最大，在發(fā)動機轉速達到1 450 r/min左右時，在72 Hz附近出現(xiàn)峰值，達到0.9 m/s2，其頻譜如圖6所示。對比圖2、圖5、圖6可以看出，驅動橋殼和車架振動頻譜與車內(nèi)噪聲譜的趨勢一致，因此，可判斷動力傳動系統(tǒng)較大的交變扭矩通過后橋主減嚙合力反作用在主減輸入軸軸承上，引起驅動橋殼Y向振動加劇，再經(jīng)過懸架傳遞到車架，而后引起車內(nèi)轟鳴聲。即上述②為引起全油門加速過程中車內(nèi)轟鳴聲的主要傳遞路徑。

圖5 驅動橋殼Y向振動頻譜

圖6 車架X向振動頻譜

2.3 聲腔模態(tài)分析

通過試驗模態(tài)分析，可獲得車內(nèi)聲腔模態(tài)。前四階聲腔模態(tài)表現(xiàn)為前后伸縮特征，頻率分別為17.93 Hz、37.76 Hz、57.23 Hz、67.40 Hz；第五階聲腔模態(tài)表現(xiàn)為前后伸縮、縱向和橫向交錯的特征，頻率為74.20 Hz，與發(fā)動機的激勵頻率耦合。

綜上得知，來自發(fā)動機3階的激勵頻率72 Hz，與動力傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)耦合共振，通過動力總成—傳動軸—驅動橋—懸架—車架路徑傳遞至車內(nèi)，再與74.20 Hz聲腔模態(tài)產(chǎn)生耦合引起車內(nèi)轟鳴聲。

3 改善措施及驗證

3.1 改善措施

將整車看作一個振動系統(tǒng)，驅動橋主減輸入軸扭轉交變扭矩為其激振力，減小該交變扭矩，可改善車內(nèi)轟鳴聲。再從傳遞路徑分析，可采取以下改善措施：①調(diào)整離合器剛度和阻尼，衰減發(fā)動機向變速器輸入軸扭振的傳播；②調(diào)整傳動系統(tǒng)的轉動慣量、扭轉剛度等，以改變系統(tǒng)的固有頻率，使共振轉速避開工作轉速或常用工作轉速范圍[4]。

由于減小發(fā)動機激勵和調(diào)整離合器減振剛度需要對零部件結構進行調(diào)整，周期太長，不確定因素多，對已定型的車輛來說極難實現(xiàn)。所以，本次采用上述較為簡單的措施②避開耦合共振頻率[11-12]。其優(yōu)點是周期短、成本低。

考慮空間結構，最終確定方案：在變速器輸出端或驅動橋輸入端增加一個慣量法蘭。首先臨時在變速器輸出法蘭外徑套裝不同質(zhì)量的圓盤，結合整車試驗及主觀評價，最終加裝質(zhì)量為1.85 kg的圓盤(對應轉動慣量為0.25 kg·m2)，主觀評價車內(nèi)后排噪聲在各擋全油門加速時最低。由于套裝圓盤可靠性差，時間長有脫落和斷裂風險，所以最后利用UG軟件設計一款質(zhì)量為1.85 kg、轉動慣量為0.25 kg·m2的法蘭，安裝在變速器輸出法蘭與傳動軸輸入法蘭之間，隨傳動軸一起轉動。

3.2 方案驗證

裝好慣量法蘭后，再測試全油門加速過程中變速器各擋傳動系統(tǒng)的扭振和車內(nèi)噪聲情況：1、2、3、5、6擋一軸扭振均無明顯峰值；4擋變速器一軸扭振峰值出現(xiàn)在50 Hz，避開了耦合共振頻率；72 Hz處扭振角速度降至0.24 rad/s；車內(nèi)低頻轟鳴聲現(xiàn)象主觀感受基本消失。在發(fā)動機1 450 r/min處車內(nèi)后排噪聲為74.09 dB(A),相對原狀態(tài)降低了7.18 dB(A)，改善效果顯著。

4 結束語

本文基于“激勵源—傳遞路徑—響應”的思路，分析車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生原因，最終通過增大傳動系統(tǒng)轉動慣量的方法，將4擋狀態(tài)下的動力傳動系統(tǒng)扭轉模態(tài)降低22 Hz，有效避開耦合共振頻率，車內(nèi)后排噪聲顯著降低，主觀評價良好。