某SUV 高速时周期性嗡嗡异响的识别与控制
摘 要：动力传动系统由多个部件组成，其中任何一个零部件设计出现问题，都会带来整车级的异响。为了解决某SUV 高速时的周期性嗡嗡异响问题，使用LMS Test. Lab 测试设备对前置后驱车的发动机、离合器、变速箱、传动轴、主减、后桥、轮胎等进行一系列排查、研究，找到了问题根源所在。通过加粗变速箱的中间轴提升其刚度，避免其和发动机2 阶阶次发生共振，同时进行扭振测量分析，增加87 Hz 扭振减振器，从根源上解决此异响问题，也为以后排查传动系统异响问题提供切实可行的方法。关键词：声学；传动系统；变速箱；扭振；阶次；中间轴动力传动系统的振动噪声问题在前置后驱车上最为突出。动力传动系统涉及到发动机、离合器、变速箱、传动轴、主减、后桥、轮胎，这些零部件组合成一个具有特定模态频率的传动系统。由于变速箱的存在，此传动系统的模态在不同挡位下又有了不同的特性。本文通过识别某SUV 在高速工况下车内出现的周期性嗡嗡异响，查找到出现问题的零部件是变速箱的中间轴，由于其阶次和发动机2 阶极为接近，通过加粗变速箱的中间轴以提升其刚度，避免阶次共振。另外，进行该车扭振测量时发现在此问题转速下传动轴扭角较大，故加装了87 Hz 扭转减振器，两方案并施，将嗡嗡异响完全消除，达到上市车辆的NVH 水平。某SUV（以下简称A 车）在高速工况下（车速约100 km/h～120 km/h，转速约为 2 600 r/min～3 000r/min）车内出现周期性的嗡嗡异响，6 挡最为突出，5挡较弱。相同车型的带涡轮增压器配置的车辆（以下简称B 车）没有此问题，但是此B 车采用了不同的连接传动轴、不同的变速箱，匹配了双质量飞轮（DMF）和不同的主减。两车只有底盘和车身共用，传动系统几乎没有相似之处，B 车上不出现此问题，并不能确定是传动系统的哪一个零部件引起，给问题排查带来难度。问题的主观感受是此异响很像由于某个旋转部件的动不平衡引起。采用 LMS Test. Lab 测试驾驶员右耳噪声Colormap 如图1 所示。可以看出，2 阶为发动机点火阶次，6 挡比4、5 挡多出的 1.19 阶为传动轴 1 阶，在问题转速 2 600～3 000 r/min 工况下，6 挡的传动轴1 阶和发动机2 阶较为突出。由于主观感受此嗡嗡异响很像由于某个旋转部件的动不平衡引起，A 车和B 车唯一通用的是传动轴，故最先更换成B 车的柔性联轴器连接的传动轴（动不平衡控制在15 g∙cm 以内）。原因分析：从图2 上可以看出，传动轴1 阶明显减弱，说明柔性联轴器优化了传动系统扭振，较好的动不平衡量降低了传动轴1 阶的动不平衡，但是并没有从根本上改善问题。更换传动轴后，发动机2阶依然很突出。测试结果：发现全WOT 工况下保持一种振型， 无异常变化。如图3 所示。 原因分析：此异响根源不在传动轴和后桥的工作模态上。扭振：旋转部件的转速围绕平均转速出现了上下波动，转速波动的本质是扭矩的波动。对于自由的刚体而言，共有6 个自由度，即3 个平动自由度和3 个转动自由度。因此，可以把运动自由度分为平动与转动两类。如果用牛顿第二定律来描述，那么，平动对应的是3 个加速度，转动对应的是3 个角加速度。平动对应的载荷是力，转动对应的载荷是力矩。如表1 所示。源-路径-接受者模型告诉我们，由于结构的共振或**振效应，源可能在传递过程中被放大或者被衰减。线振动存在共振现象，相同地，角振动也存在扭转共振现象。各挡位WOT 2 阶扭振峰值处均超过限值 500rad/s2，其中，6 挡的扭振峰值在2 600 r/min，落在此嗡嗡异响问题转速段，故设计87 Hz 扭振减振器，安装后再进行扭振测试，传动轴扭角大幅降低。如图4 所示。原因分析：增加87 Hz 扭转减振器后，传动轴1阶大幅降低，效果和2.1 小节中传动轴问题识别中更换B 车的柔性联轴器相当。进行Colormap 图分析时，总是感觉 6 挡 2 阶有些异常，但是又说不上来在哪里。用其它挡位的2阶对比看，发现此6 挡2 阶比较宽泛，Colormap 图标注的2 阶阶次线处于图谱中心的右侧，而正常的2 阶阶次线处于图谱的中心，那么应该是有某个零部件的阶次和发动机2 阶极为接近并且这个阶次略低于2 阶才导致这样的宽阶次。计算发动机的发电机、压缩机、水泵、油泵、变速箱（输入轴、中间轴、输出轴）、传动轴、主减、半轴、轮胎等几乎所有旋转部件工作在6 挡时的阶次，最后发现了变速箱的中间轴阶次刚好为1.963 阶，符合预测的与发动机2 阶极为接近并且略低于2 阶的情况。阶次表如表3 所示。6 挡从动轴阶次为1.963，和发动机2 阶极为接近，Colormap 图上和2 阶混为一体，初步推断从动轴的1.963 阶为此嗡嗡异响问题的根源所在。为了印证推断，我们同时也计算了B 车的所有传动部件阶次，发现此车的6 挡传动轴阶次为1.840， 和发动机2 阶相差较远，理论上不会引起阶次共振。(1)将从动轴加粗，使其刚度加大，降低共振。临时加粗方案如图5 所示。(2)更改6 挡速比，使从动轴阶次与发动机2 阶避开，但重新设计一对齿轮并生产制造的周期较长， 时间来不及。由于柔性联轴器和增加87 Hz 扭转减振器方案效果相当，从成本方面考虑，原来十字节改为柔性联轴器成本较大，而将现有离合器扭振减振器增加弹簧，通过调整刚度和长度即可实现，故选择扭振减振器方案。为了彻底解决异响问题，并且消除传动系统的其它挡位扭振问题带来的隐患，将此方案2 和加强变速箱中间轴刚度方案1 合并实施，最终进行实车验证。转速在2 700 r/min 附近时6 挡中间轴阶次优化幅度多达17 dB(A)，Colormap 图上传动轴1 阶消失，发动机2 阶变淡且宽度恢复合理。在主观、客观上均达到满意效果，如图6 所示。本文从传动系统的各个零部件入手，分析了可能产生此嗡嗡异响的原因，提出了多种解决方案，最终选择了最具性价比的组合方案，主观、客观上均达到满意效果。工作过程中，也有一些疏忽，若能在第一时间见到如此宽泛的2 阶时就怀疑到有其它旋转部件和发动机2 阶极为接近，那么将会大大提高工作效率。往期相关推荐
相关文章，在仿真秀官网搜索：
【干货】传动系统动力学响应分析研究！
发动机及动力总成传动系统NVH概述
汽车动力传动系统NVH分析与解决方案
刘显臣：传动系统NVH开发
传动系统瞬态NVH问题与控制策略
著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-04-13
最近编辑：1年前
作者推荐
