高速滑行工况车内轰鸣声研究
摘 要：轰鸣声是后驱车传动系统典型的NVH 问题之一，它是发动机阶次激励产生的。当阶次激励与传动系、车身或空腔模态耦合时，就会在车内明显感知到。某MPV 在高速滑行时车内存在严重轰鸣声，通过振动噪声和模态测试分析，发现传动系固有频率与问题频段重合，在发动机6 阶和后桥主减齿轮阶次激励下，发生共振。通过力声传函测试，确定主要传递路径。从源和路径上提出优化方案，方案验证有效。前置后驱汽车传动系主要由液力变矩器或飞轮+离合器、变速器、传动轴、后桥、车轮等部件组成。负责将发动机动力传递到驱动车轮上，是汽车的核心系统之一。由于整个传动链上激励源多，传递路径复杂，出现问题解决困难，受业内广泛关注。传动系NVH问题与其他系统NVH问题相比，具有以下难点：（2）汽车传动系布置形式各异，各部件结构、材料各异；（3）汽车传动系中存在大量非线性因素（如离合器扭转减振器非线性，扭转刚度和干摩擦阻尼 的迟滞现象、齿轮动态啮合刚度、齿轮和花键的间隙、轮胎的非线性刚度等）[1]。传动系NVH 包括耸振、颤振、轰鸣、撞击、敲击、啸叫等典型问题，频率覆盖几赫兹到几千赫兹。相较于前置前驱车型，前置后驱车型由于传动轴和后桥的存在，使得轰鸣声成为后驱车传动系统的最常见的问题之一。国内外学者对传动系统NVH进行了大量研究。A ldo Sorniotti [2] 研究了动力传动系统各主要参数对车内振动噪声的影响；吴昱东[3]等研究了半轴扭转刚度对轰鸣的影响；王媛文[4]等运用传递路径分析和模态实验方法分析了车内轰鸣声的激振源、传递路径和峰值产生的机理。本文主要从激励源和传递路径两方面研究车内轰鸣音的产生和传递，提出并验证了两个优化方案。某MPV高速行驶松油门滑行90km/h～70km/h过程中有“咕咕”异响，空挡滑行和加速工况无此问题。回放分析，严重程度：后排＞中排＞前排，与主观感觉一致。图1 为车内后排噪声Colormap 图。分别滤掉2 阶和6 阶，总体声压级大大降低，但粗糙感仍在，2阶、6 阶不是粗糙感主要因素，但屏蔽后响度降低主观感觉有好转。200-300Hz、400-500Hz及相近共振带是异响声音主要频带，初步判断车内异响为上述频率共振带或是共振带中阶次声调制引起。NVH问题的研究通常从源、路径、响应三个方面开展。传动系的激励源包括发动机、变速器、后桥、车轮等。根据振动测点数据，发现整个传动系从变速箱到后桥均能发现与车内问题频段吻合的共振带（图2），结合该噪声仅出现在带挡滑行工况（发动机反拖制动），空挡滑行（离合器脱开）和加速无问题，基本上可以判定是整个传动系统耦合共振问题。为进一步确定异响激励源，进行传动系模态测试分析。测试结果显示，传动系统2 阶横向弯曲模态为205Hz（图3），传动轴3 阶弯曲模态为435Hz（图4）。综上，车内出现问题转速段发动机6 阶和后桥主减齿轮阶次（10.62）工作频段与传动系固有频率重合，激起整个传动系共振。低频段噪声主要通过结构路径传递，本文仅分析结构路径。测试传动系统与车身链接点处至车内驾驶员位置处的力声传递函数。车内噪声采用双耳测试，噪声响应点为驾驶员位置，动力总成悬置、传动轴支撑、后摆臂等关键接附点的振动响应采用加速度传感器测试，并用力锤在加速度传感器附近进行激励。力声传递函数由人工头测试噪声频谱与加速度频谱相除获得。主要进行了发动机悬置、变速器悬置、传动轴支撑以及摆臂等关键位置的传函测试，主要测点及坐标定义见图5。测试结果总结如下：（1）发动机右悬置至车内人工头的传递路径对车内160Hz、190Hz、500Hz、580Hz 等频率成分的噪声有较大的贡献量；（2）变速箱后悬置至车内人工头的传递路径对车内183Hz、366Hz、510Hz等频率成分的噪声有较大的贡献量；（3）传动轴支撑点至车内人工头的传递路径对车内210Hz、260Hz等频率成分的噪声有较大的贡献量；（4）后摆臂至车内人工头的传递路径对车内220Hz、380Hz、500Hz 660Hz等频率成分的噪声有较大的贡献量。根据试验结果，传动轴支撑、后摆臂至车内力声传函在问题频段存在明显峰值，判定为主要传递路径，其力声传函见图6、图7。NVH 问题的优化可以从降低激励源和隔绝传递路径两个方面进行。针对本文案例，从根源上解决该问题应该调整传动系模态，使其避开发动机常用转速段对应频段，消除共振。但问题车型已处于量产阶段，从传动系结构匹配上优化已不允许，综合考虑各种可实施优化方案的周期、效果等方面，决定验证以下两个方案：1）优化后桥主减齿轮修形，降低400-500Hz附近齿轮啮合激励；2）优化后摆臂传递路径。4.1 后桥主减齿优化验证400-500Hz 附近共振带与后桥主减齿轮阶次重合，从问题车测试数据看，主减齿轮阶次较突出，齿轮存在啮合激励大问题。通过啮合斑点试验发现齿轮确实存在啮合偏载，对齿面偏载情况通过微观修形矫正，降低齿轮啮合激励。经过实车验证，优化修形后的齿轮阶次特征消失，对应的400-500Hz附近共振带也基本消失（图8），主观评价车内噪声有改善。但200-300Hz 附近共振带仍较明显，车内噪声仍不可接受。为验证后摆臂传递路径振动对异响贡献量，对后摆臂进行配重（图9，左右各配重约50kg），配重后摆臂Z 向振动及车内噪声共振带均降低。通过后摆臂配重，确定抑制该路径传递有一定贡献，但不能彻底消除。最终量产优化方案采用低刚度拖曳臂衬套，将原摆臂衬套刚度降低21%，实车验证效果见图10，200-300Hz附近共振带明显减弱，取得一定改善。后桥主减齿和后摆臂优化方案同时实施，实车验证效果见图11，200-300Hz 共振带明显减弱，优化后发动机6 阶次线基本消失。400-500Hz 附近后桥主减阶次特征减弱，对应车内共振带基本消失。主观评价车内问题噪声明显降低，基本不会引起客户抱怨，属可接受范围。传动系共振往往是多系统耦合问题，需要进行系统层面的测试分析，本研究案例中，整个传动系统2 阶横向弯曲模态和传动轴3 阶弯曲模态被激起导致车内噪声。VTF 测试分析能较好的识别出结构声的主要传递路径，对传递路径优化起到指导作用。后摆臂优化有效阻隔了主要问题频段的传递，车内共振带明显减轻，频带内发动机6 阶大幅降低，发动机阶次激励不是主要问题。后桥主减齿优化微观修形后，齿轮阶次激励频段共振带消失，齿轮啮合激励大是主要问题。传动系NVH 问题激励源多，传递路径复杂，通常需要多方面优化方能达到优化目标，降低后摆臂刚度和主减齿轮修形优化同时实施，消减问题噪声效果较好，主观评价达到可接受水平。单独实施其中一个方案不可接受。作者单位（安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽 合肥 230601）
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首次发布时间：2023-04-14
最近编辑：1年前
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