关于传动轴共振的案例研究

NVH是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH问题的原理，以及解决这些NVH问题的一些方法。

1 前言
   某新研发的车辆，在样车试制期间，发现当车辆在行驶过程中发动机转速达到3300转/分时，车内产生明显的轰鸣声（BoomingNoise）,该车型如果投放市场，必然引起顾客抱怨，影响市场销售。经诊断分析确定为传动轴一阶弯曲共振导致，必须针对传动轴采取措施，解决轰鸣噪声。本文系统地阐述了该问题的分析和解决过程。
2传动轴共振引发的NVH问题
   汽车的动力系统时刻向传动轴施加各种激振，尤其以发动机的往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力冲击最为显著。传动轴的响应与传动轴的尺寸规格、材料特性和边界条件相关，而且在理论上是一个拥有无数模态的连续结构。由于传动轴最主要的激振力为发动机往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力，因此，传动轴的一阶弯曲模态更容易受到激发产生共振。在采用不等速万向节时，还应该考虑二阶激励。
   传动轴的振动通过外万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，车身覆盖件受激共振后又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频轰鸣声。同时内万向节及差速器齿轮啮合转动的不稳定性还会引起车辆产生波动式耦合噪音和刺耳的尖叫声音。
3传动轴在设计中如何避免共振
   对于传动轴来说，第一阶模态最重要，如果采用不等速万向节的轴，还应该考虑第二阶的激励。传动轴的最高转速取决于最高的行驶车速，为了避免共振，传动轴的固有频率一定要比临界转速（传动轴最高转速）对应的频率高出15%。
   传动轴的最大工作频率与车速的关系：

  （1） 

    式1中:
   va→车速
   fj→传动轴的最大工作频率
   ig→变速器的传动比
   io→主减速比
   kj→发动机转矩主谐量的阶数
   r→车轮的滚动半径
   以前述样车为例：
   该车的最高车速为：190km/h；
   变速器传动比（5档）：0.809；
   主减速比：4.17；
   发动机转矩主谐量的阶数：2；
   轮胎周长：2m；
   经计算传动轴的最大工作频率为178Hz，因此为了避免共振，传动轴的设计目标（一阶固有频率）应该在205Hz（178×（1+15）%）以上。
   该样车实测一阶弯曲模态为109Hz（如图1所示），远低于205Hz。经过发动机激励，引发传动轴共振，造成车内轰鸣声（如图2所示）。

  
图1传动轴一阶弯曲模态

  
图2车内轰鸣噪声

4当发生传动轴共振时，可采取的控制策略
4.1调整传动轴固有频率
   根据（1）式中计算出的传动轴最大的工作频率jf，将传动轴的固有频率设定为不小于jf(1+15)%。以该样车为例，应将传动轴的固有频率提高到205Hz以上。
   对于长传动轴，提高固有频率的方式主要有两种：第一，采用中间支撑，分段传动；第二，采用空心轴（空心轴可以降低质量，增大管径，有扭转强度高，弯曲强度大的特点）。针对该样车的安装布置情况，采用空心轴方案比较切实可行。根据我们传动轴的长度、扭转刚度、弯曲刚度，在CAE优化分析（图3-a~图3-d）后，结合传动轴的重量、刚度以及固有频率等相关因素，最终我们选择管径（外径）40mm，壁厚3mm的空心轴方案，该传动轴固有频率为216Hz，高于205Hz，能够避免共振的产生。

图3-a优化频率

  
图3-b最大剪应力衰减

图3-c质量削减

  
图3-d最优化结果

4.2对传动轴增加动态吸振器
   车内的轰鸣声与激振力能量、频率有关，也与车身自身的振动响应有关，如果能够改变激振力的能量与振动频率，则可能会消除车内的轰鸣噪声，因此也可以采用在传动轴上增加动态吸振器来解决车内轰鸣噪声。
   在传动轴上增加动态吸振器，可以消除共振峰值，但带来的问题是在共振转速的低转速与高转速段会产生两个相对较小的峰值（如图4）。此时车内的轰鸣声有可能会由一个较大的轰鸣声变成两个较小的，或者一个较小的，或者轰鸣声消失，这需要试验进行验证。为此，参考相关文献在该样车传动轴中间1/3区域增加了一个重0.45kg，频率为109Hz的动态吸振器（结构如图5）。经过试验验证，3300转/分的车内轰鸣噪声消除，6000转/分时车内噪声增大（图6），而这基本上超出了正常驾驶速度区域，因此可以采用本方案。

  
图4动态吸振器作用效果

  
图5动态吸振器构造

  
图6动态吸振器效果验证

    备注：绿色为原状态，红色为增加动态吸振器后状态。
5结论
   本文针对样车传动轴振动的源头，提出了调整传动轴固有频率和在传动轴上增加动态吸振器两种解决方案，经试验验证效果明显，解决了车内轰鸣声的问题，同时在其它车型开发中也有借鉴意义。