系統級不平衡量引起的車內轟鳴噪聲分析與控制

徐猛， 石計紅， 李建， 袁細祥， 趙帥， 史文華

(北京汽車集團越野車有限公司， 北京 101300)

隨著汽車工業的不斷發展與進步，乘客對車輛舒適性的要求越來越高，車輛傳動系統的問題越來越受到關注。汽車傳動系統是連接動力總成和驅動橋、車輪的關鍵樞紐，尤其是對于后驅或四驅車型，由于傳動系統的結構和工作特性，其動不平衡量是影響整車高速振動噪聲性能的重要因素之一。

陳清爽等研究了汽車傳動系的動平衡測試和控制方法，通過對系統動平衡影響因素的分析，提出從部件不平衡、裝配等方面進行系統不平衡控制，改善傳動系統不平衡引起的NVH(噪聲、振動與聲振粗糙度)問題。許超楠研究了傳動軸動平衡精度的影響因素，提出通過降低傳動軸質量、采用等速萬向節及輕重點匹配的方法來提升傳動軸動平衡精度，降低傳動軸1階能量，改善車內噪聲。吳昱東等通過傳動軸異響整車道路試驗和傳動軸異響臺架試驗,對轉速波動率、中間支撐吊耳處振動加速度及軸管徑向跳動量3個傳動軸振動進行評估，建立了傳動軸引起的車內異響與傳動軸振動評估量之間的關聯,并提出了在臺架上進行傳動軸異響測試的方法。運偉國等使用ODS(工作變形分析)方法分析認為在某常用車速或轉速下車輛異常抖動的致因為傳動軸動平衡量超標。目前對于傳動軸系統動平衡引起的NVH問題，主要是針對傳動軸本身特性或增加隔振或吸振器方式進行研究分析，然而對于系統動平衡問題，控制單一零部件已無法解決。本文針對某款處于開發階段車型的車內轟鳴噪聲，通過階次分析確定其產生原因，針對僅控制傳動軸不平衡不能完全解決轟鳴噪聲的難題，介紹3種系統動平衡分析方法并進行對比分析。

1 問題說明與分析

1.1 問題說明

某款處于開發階段的四驅車型，在發動機轉速為1 800～2 100 r/min時車內存在嚴重的轟鳴噪聲，且多個擋位均存在該問題，亟待優化。

1.2 整車噪聲測試與分析

針對上述問題進行整車狀態振動噪聲測試。在駕駛室司機右耳布置傳聲器(見圖1)，變速器處于五擋工況下，跟蹤發動機轉速進行1 500～2 700 r/min緩加速測試，得到司機右耳總聲壓級及階次聲壓級(見圖2)。由圖2可知：總聲壓級在轉速為1 800～2 100 r/min時明顯增加，同時可聽到明顯的轟鳴噪聲；發動機的1.19階最明顯，在1 800～2 100 r/min內同樣存在明顯的聲壓級增加，接近總聲壓級，常見的2階、4階和6階則遠離總聲壓級，問題分析集中在五擋工況下1.19階的排查和控制。

圖1 司機右耳傳聲器布置

圖2 司機右耳總體及階次聲壓級

1.3 傳動系統噪聲測試與分析

該車型搭載的四缸發動機主要激勵為2階，1.19階排查需考慮傳動系統。開發車型的縱置四驅傳動系統見圖3，縱置發動機通過變速器將扭矩傳遞給分動器，分動器將扭矩分別傳遞給前后傳動軸，并進一步通過前后傳動橋和半軸傳遞到車輪?？紤]到問題發生在2H模式(后驅模式)，只需考慮后傳動軸傳遞路徑。

圖3 縱置四驅傳動系統示意圖

再次進行后橋殼體振動測試，傳感器布置見圖4，變速器擋位分別處于三擋、四擋、五擋(多個擋位測試可為數據分析提供更多信息，防止出現識別失誤)時的測試分析結果見圖5。由圖5可知：三擋存在0.7階次振動頻譜，四擋為1階，五擋為1.19階。

圖4 后傳動橋殼體振動測試

圖5 各擋位轟鳴噪聲所在階次分析

后傳動軸1階旋轉階次與問題階次的對應關系見表1。由表1可知：三擋、四擋、五擋的理論1階旋轉階次分別為0.7階、1階和1.19階，與問題階次相符，因而確定轟鳴噪聲來自于后傳動軸的理論1階旋轉階次。

表1 后傳動軸1階旋轉階次與問題階次的對應關系

1.4 傳動軸不平衡量的控制和對比測試

傳動軸1階激勵過大的一般解決措施為控制傳動軸不平衡量，降低旋轉激勵，從轟鳴噪聲的源頭進行優化控制。

表2為傳動軸不平衡量優化前后車內噪聲的比較。由表2可知：傳動軸不平衡量由29 g·cm降低到15 g·cm后，車內轟鳴噪聲略有降低，但效果不明顯，仍不可接受。

表2 傳動軸不平衡量優化前后車內噪聲對比

2 系統不平衡量分析方法

1階旋轉頻率主要由系統的不平衡量過大所致，而采用較小的不平衡量的傳動軸后，系統不平衡可能仍然較大。因此，問題的核心變為如何在整車狀態下進行系統不平衡量分析和測試，即控制系統不平衡量。

2.1 系統不平衡量辨識——作圖法

作圖法通過作圖的方式對測試數據進行后處理，獲得消除系統不平衡量所需增加的不平衡塊的質量與位置(見圖6)。步驟如下：

(1) 傳動軸平衡面三等分。將需平衡的傳動軸平面按逆時針方向分為三等分，圓心為O點，3個等分點分別為A、B、C，三點相差120°。

(2) 初始振動A0振幅測試。保持傳動軸平衡面原狀態，穩定車速和轉速運行10 s，在平衡面附近的振動拾取點進行振動測試，獲得傳動軸1階頻率的振動幅值。重復3組，計算3組振動幅值的平均值，得到A0。

(3) 初始振動A1、A2和A3振幅測試。分別在A、B、C點固定標準平衡塊，平衡塊質量為G，穩定車速和轉速運行10 s，在平衡面附近的振動拾取點進行振動測試，獲得傳動軸1階頻率的振動幅值。重復3組，計算3組振動幅值的平均值，獲得A1、A2、A3。

(4) 先以點O為圓心，以OA為半徑建立圓周，半徑OA的長度為A0(A0放大一定比例，有利于繪圖)。然后分別以A、B、C為圓心，以A1、A2、A3為半徑繪制3個圓周，3個圓周的交點為O′。消除系統不平衡量所需增加的不平衡塊的質量G0為：

G0=G·OA/OO′

不平衡塊布置角度θ為：

θ=∠AOO′

圖6 系統不平衡量辨識的作圖法示意圖

采用作圖法可方便地獲得不平衡量的大小和角度，其精度取決于作圖質量。

2.2 系統不平衡量辨識——解析法

根據不平衡機的設計原理和方法，系統不平衡量與不平衡機支架處振動拾取點的振動相關。將不平衡機不平衡量獲取的解析方法應用到整車約束條件下，將傳動軸子系統視為不平衡機樣件，而傳動軸的前后連接子系統(分動器和后橋)為不平衡機的支架，同時考慮工程效率和精度需求，將三點質量法和四點質量法2種不平衡機設計領域的不平衡解析法應用到車輛開發中。相對于作圖法，解析法的優勢主要為：1) 避免作圖誤差，直接計算，效率高，重復性好；2) 直接確定不平衡量所處象限，直接讀取正確角度；3) 可采用多種不平衡量提取方法，精度可控。

2.2.1 三點質量法

三點質量法將圓周平均分為3份，分別在3個分點位置布置已知質量的試重塊，在圓周附近位置測試1階旋轉頻率的振動幅值并進行后處理。其中振動幅值獲取方法與作圖法一致。根據三點質量法原理，系統需要增加的不平衡塊的質量G0為：

式中：G為平衡塊質量；A1、A2、A3分別為3個分點布置質量塊后的振動幅值；A0為原始狀態的振動幅值。

不平衡塊布置角度θ為：

2.2.2 四點質量法

四點質量法將圓周平均分為4份，分別在4個分點位置布置已知質量的試重塊，在圓周附近位置測試1階旋轉頻率的振動幅值并進行后處理。系統需要增加的不平衡塊的質量G0為：

不平衡塊布置角度θ為：

解析法測試中需注意：1) 選擇合適的固定質量。固定質量一般取5～25 g較合適，過大難以固定，試驗危險；過小則不平衡量改變較小，計算結果精度不夠。2) 穩定車速和傳動軸轉速，目的是固定1階旋轉頻率，即保持固定的擋位，同時轉速不宜過低，一般建議汽油車大于3 500 r/min。3) 使用相同振動加速度和位置，提高測試精度；測試3～5組，以減小隨機誤差。

3 系統不平衡量分析方法的應用和對比

3.1 系統不平衡量識別的數據采集與分析

傳動軸前后平衡面的定義及各自平衡面的振幅拾取點/測試點位置見圖7。前后平衡面位于靠近十字軸萬向節的傳動軸側，加速度傳感器(拾取點)布置在靠近十字萬向節的分動器和后橋側。后橋側加速度傳感器布置見圖8。

圖7 傳動軸前后平衡面及相應振幅拾取點布置

圖8 系統不平衡量振動拾取點布置

保持整車速度為140 km/h至少10 s，分別在振動拾取點測試獲得加速度振動幅值。根據車輪型號、主減速速比等參數計算得傳動軸1階扭轉頻率為65 Hz，故每組拾取65 Hz數據。圖9為后平衡

圖9 后平衡面增加質量塊(C點)后的加速度頻譜分析

面增加質量塊(C點)后的加速度頻率分布。由圖9可知：65 Hz存在明顯1階峰值，3組測試數據中65 Hz振動幅值分別為1.15g、1.17g和1.16g，平均值為1.16g。

表3為后平衡面實際獲得的振動加速度幅值、配重塊質量和轉子半徑等參數。

表3 傳動軸不平衡量辨識輸入數據

基于作圖法和解析法的后平衡面的不平衡量分析結果見表4。由表4可知：1) 3種方法獲得的不平衡量數值和相位總體相差不大，三點質量法和四點質量法的結果更接近，作圖法的結果與前2種方法的結果略有差別，可能是由作圖誤差所致，但仍可滿足工程精度要求。2) 從不平衡量大小來看，系統不平衡量(32.8 g·cm)遠大于傳動軸單件的不平衡量(15 g·cm),工程優化目標應從傳動軸單件優化轉移到系統不平衡量優化。3) 傳動軸后平衡面的控制措施為在相位角170.9°的位置增加8.635 g質量塊，以平衡整車工況下后傳動軸與后橋的系統不平衡量。

表4 3種方法辨識的系統不平衡量

3.2 優化系統不平衡量前后噪聲對比

采用上述方法可確定傳動軸前平衡面應增加9.055 g的質量塊,相位角為155.6°。傳動軸前后平衡面增加平衡塊后，整車轟鳴噪聲大幅降低，優化前后噪聲對比見表5，其中主觀評價分值由4分提高到7分(評分標準見表6)。

表5 實施系統優化方案前后噪聲對比

表6 主觀評價打分標準

4 結論

(1) 車輛轟鳴噪聲可能由多種原因引起，傳動系統的1階扭轉激勵是重要的激勵源，優化動力總成本身的激勵已無效，激勵源的判斷是轟鳴噪聲分析的基本要求。

(2) 通過多個擋位分析可確定問題階次特性，即階次是否跟隨擋位變化，理論階次分析與實測階次對應是問題確診的關鍵。

(3) 實車狀態下1階扭轉頻率是各零部件組合系統的整體特性，分析中不能只根據經驗對關鍵零部件進行控制，而應從系統角度進行分析和控制。

(4) 對整車狀態下系統不平衡量的辨識方法有作圖法、三點質量法和四點質量法3種，其共同點是對于振動幅值的獲取，主要區別在于對振動幅值信號的處理。作圖法的劣勢主要是易受作圖精度的影響；三/四點質量法避免了作圖誤差，四點法精度更高，但實際工程應用中兩者差別不大，均可接受。

(5) 通過在傳動軸前后平衡面增加相應平衡塊(前平衡面為在相位角155.6°的位置增加9.055 g質量塊，后平衡面為在相位角170.9°的位置增加8.635 g質量塊)，轟鳴噪聲聲壓級峰值由72.5 dB(A)降至68.5 dB(A)，車內噪聲得到有效控制。

(6) 未來可通過考慮前后平衡面相互耦合的方式優化分析方法，提高辨識精度。制作整車狀態下專用系統不平衡量分析設備和固化分析流程對于工程化應用也至關重要?？傊?，整車狀態下系統級的不平衡量控制是車輛集成技術的重要組成部分，需持續研究和分析。