第３５卷第２期２０１５年４月
噪ｎ０ｉｓｅ
聲與振ａｎｄ
動控制ｃｏｎｔｒ０ｌ
ｖｉｂｒａｔ１０ｎ
文章編號
汽車傳動系扭振引起的車內轟鳴聲控制方法
王東 ，閆兵 ，王東亮 ，王媛文
（１．西南交通大學，成都６１００３１；２．陝西重型汽車****，西安７１０２００）
摘要：某前置後驅微型客車存在低轉速車內轟鳴聲的問題，研究表明該轟鳴聲由傳動系扭振引起。首先對傳動系扭振影響車內雜訊的機理進行分析，在此基礎上建立傳動系扭振當量系統模型並進行自由振動計算。
同時建立對
象車型發動機**模型，從而獲取發動機激振力矩，完成受迫振動計算。然後開展傳動系扭振測試，並將自由振動及受迫振動計算結果與試驗資料進行對比，驗證了模型的有效性。然後利用此模型研究物件車型傳動系扭振特性，從減小經後橋及後懸架向車身傳遞的扭振激勵的角度出發，提出了一系列控制主減速器處扭振幅值的方案。
試驗結果表
明所提方案對改善低轉速車內轟鳴聲效果明顯。上述工作對解決同類問題具有一定意義。
關鍵詞：振動與波；微型車；傳動系；扭轉振動；受迫振動；轟鳴聲中圖分類號：ｔｂ５３３
文獻標識碼：ａ
ｄｏｉ編碼
ⅳ某前置後驅微車存在低轉速車內轟鳴聲的問題，通過研究發現該雜訊由傳動系扭振引起ｎ】。前
共振，較大的共振載荷將直接影響汽車行駛平順性、乘坐舒適性和零部件使用壽命［２］。
置後驅車輛傳動系由發動機、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、差速器、半軸、車輪等部件組成，是乙個複雜的多自由度振動系統，在發動機工作轉速範圍內具有扭振固有頻率，當發動機等外界激勵作用頻率與傳動系扭振固有頻率一致時，便會發生扭轉
收稿日期：２０ｌ４一ｏ７—２７
作者簡介：王東（１９８８一），男，黑龍**岡縣人，在讀碩士研
究生；研究方向：汽車振動與雜訊控制
目前已有學者開展車內轟鳴聲產生機理的研究
工作口，但是對車身及車內聲腔模態研究的較多，
針對傳動系扭振激勵引起的車內轟鳴聲研究較少。本文以某微車為研究物件，系統地研究傳動系扭振特性，在理論分析和**計算的基礎上提出整改方
案，經試驗驗證所提方案對降低車內轟鳴聲效果明
顯。１轟鳴聲的產生及控制
前置後驅車輛傳動系扭振引起車內雜訊主要有
７４雜訊與振動控制第３５卷
兩種途徑：一是轉速或扭矩波動引起傳動系中齒輪副的齒間衝擊，齒間衝擊雜訊透過箱體向車內輻射，
此外，齒輪軸也會將受到的衝擊通過軸承傳遞給箱壁，激起箱壁的橫向振動，由此激發周圍空氣振動，產生雜訊並傳入車內；另一是轉速或扭矩波動通過主減速器齒輪副的耦合作用，導致後橋殼體產生繞
半軸及主減速器輸入軸的回轉角振動，從而產生交變力，該激勵經後懸架傳遞至車身，誘發車身鈑金件振動，從而產生結構雜訊和空腔空氣雜訊嗍。
本文主要研究由主減速器齒輪副耦合作用產生的雜訊，且從控制激勵源的角度出發，設法降低扭振幅值，從而減小傳動系扭振向后橋——懸架——車
身的傳遞，進而降低由扭振引起的車內轟鳴聲。
２傳動系建模及分析
２．１模型建立
物件車型搭載１．５ｌ直列四缸汽油機、五檔手動變速器。通過三維實體建模和計算獲取傳動系動力學引數，建立的物件車型１９自由度扭振**分析模
型如圖１所示，引數如表１所示。
圖１傳動系當量系統圖
２．２扭振試驗
扭振測點應選在扭振響應較大且易於安裝測試
裝置的位置，因此選擇飛輪、變速器輸入端、傳動軸輸入端和主減速器輸入端四個測點，其中飛輪和變速器輸入端利用白帶齒盤，傳動軸輸入端和主減速器輸入端加裝８４齒自主加工齒盤【６】。採用緩油門加速工況，在轉轂上進行扭振試驗，測點布置如圖２所
示。２－３模型驗證
依據慣性力矩和彈性力矩相平衡的原則，建立系統自由振動的動力學方程組為
ｇｏ＂＋腳＝０
（１）式中－，為慣量矩陣；為剛度矩陣；０為角位移向量；為角加速度向量。
圖２傳動系扭振測點布置示意圖
表１傳動系扭振模型引數
使用西南交大內燃機實驗室開發的ｔｖｃａ軟體對式（１）進行求解。同時，對扭振試驗資料進行處
理，採用高通濾波去除由於加速帶來的趨勢項，進行
階次分析，可獲得主減速器輸入端測點２．０階扭振角
速度隨發動機轉速變化曲線，如圖３所示。將２．０階
扭振角速度峰值頻率與自由振動計算結果進行對比，見表２。
第２期汽車傳動系扭振引起的車內轟鳴聲控制方法７５—
—３檔……４檔…５檔毫
『 一。ｉ－￡！ …
；圖３２．０階扭振角速度隨發動機轉速變化曲線表２傳動系扭振固有頻率計算與測試結果對比
建立傳動系受迫振動模型時，要在固有振動特性模型的基礎上引入阻尼和激勵，此時模型的動力學方程為
＋ｃ＋ ＝ｍ
（２）式中ｃ為阻尼矩陣；為角速度向量；為激勵力矩
向量。為了對式（２）進行求解，需要獲得物件車型的激勵力矩。傳動系存在多種激勵，如發動機激勵、齒輪衝擊激勵、萬向傳動激勵、路面激勵等。
在傳動系扭振分析中，發動機激勵最為主要，因此，本文僅考慮
發動機激勵而未考慮其它形式的激勵。發動機激勵包括缸內氣體燃燒產生的氣體力矩和曲柄連桿機構運轉產生的往復慣性力矩，往復慣性力矩可以根據
部件結構引數計算得到，氣體力矩則需要示功圖，採
用軟體模擬發動機執行工況是獲取示功圖的有效途徑。建立物件車型發動機ｇｔ－ｐ０ｗｅｒ模型，先**獲得發動機各典型工況的示功圖，發動機在工況下的示功圖如圖４所示。對已有的典型工況示功圖完成簡諧分析之後，得到各諧次氣體簡諧
力矩隨平均有效壓力的變化規律，通常認為發動機
簡諧力矩幅值與平均有效壓力具有３次方擬合關
系ｉ，利用擬合曲線即可得到負荷工況範圍內任意工況的各諧次簡諧力矩。
觀察表２和圖３可知，傳動系扭振模態頻率的計算值與測試值誤差小於５％，受迫振動響應的計算值與測試值雖有差別但變化趨勢一致，尤其在本文所關注的低轉速段重合較好，由此說明模型引數是
準確的，所建模型是有效的，可以用於傳動系扭振問題的研究。
５０急４０—３０
０求捌潮２ｏ鏟
ｉ曲軸轉角／ｏ
圖４示功圖
飛輪端扭振響應的測試資料與計算結果對比如圖５所示。
２１．５增馨ｉ
輜囊０．５
ｏ轉速／（ｒ／ｍｉｎ１
￣１０圖５飛輪端扭角幅值對比
３降噪方案及驗證
主減速器是將傳動系扭轉振動轉化為後橋殼體線性振動的核心部件，也是扭振通過主減速器——後橋——懸架向車身傳遞這一傳遞路徑上的重要環節。從控制激勵源的角度出發，控制主減速器處的
扭振幅值，可有效降低扭振激勵向車身傳遞，因此將主減速器處扭振幅值作為評價各方案有效性的標準。為了便於對比分析，將４檔原狀態主
減速器輸入端的扭振角位移及其傳遞的扭振附加力矩與各改進方案放在一張圖中進行對比，扭振角位移計算結果如圖６所示，附加扭矩計算結果如圖７所
不ｏ３．１扭轉減振器
阻尼彈性減振器（ｔｖｄ）的減振作用主要有兩個方面：一是靠減振器的阻尼來吸收系統的扭振能量；二是靠減振器的彈性元件及其所帶動的慣量來改變系統的臨界轉速。從表２中的資料可以看出，隨著檔位公升高，傳動系扭振共振頻率變小，匹配ｔｖｄ時
應兼顧考慮各檔位，因此選擇５３ ｈｚ共振點進行減振器匹配設計，經過計算得到ｔｖｄ慣量，＝ｏ．０４０ ５
ｉｔｌ２，剛度在模型中增加一
個分支，用來計算傳動軸末端安裝阻尼彈性減振器後系統的扭振響應。從圖６、圖７中可以看出安裝
ｔｖｄ後，主減速器主動端扭角幅值及其傳遞的扭振
７６雜訊與振動控制
第３５卷
附加力矩均有大幅降低，但在９００ｒ／ｍｉｎ附近的扭振響應仍較大。
３．２雙質量飛輪
雙質量飛輪（ｄｍｆ）突破了傳統離合器從動盤式扭轉減振器的限制，可以大幅調整兩級飛輪的慣
量分配且減振彈簧可以在較大圓周內布置，通過採
用小剛度的彈簧，使第二飛輪具有較大的極限工作
轉角，可以有效隔離發動機轉速波動向後傳遞，從而改善傳動系扭振特性。根據雙質量飛輪引數的匹配原則［８１，經多次優化，最終選定第一飛輪慣量為第二飛輪慣量為初級剛度為次級剛度為從圖６、圖７中可以看出匹配雙質量飛輪後，主減速器輸
入端扭角幅值及其傳遞的扭振附加力矩均有大幅降低。由於安裝雙質量飛輪，將系統原來５３ ｈｚ共振頻率降到了工作轉速以下，但原來２００ｈｚ的共振頻
率降到了７５ｈｚ，因此在附近有新的共振峰值出現，通過多次優化發現，該頻率無法消除，但
可以通過調整阻尼引數控制其峰值。
…一一一ｄｍｆ
１＼ｏｏ．８
翟０蜷０．．６４靼０．
２０轉速／（ｒ／ｍｉｎ）
￣１０圖６主減速器輸入端扭振角位移
…一一—ｄｍｆ
５０４０３ｏ
殿２ｏｌｏｏ
９１２ｉ５ｌ
２ｌ２４ ２７３ｏ
轉速／（ｒ／ａｒｉｎ）
ｘｌｏ２
圖７主減速器附加扭矩
３．３效果驗證
對安裝阻尼彈性減振器（ｔｖｄ）和雙質量飛輪（ｄｍｆ）後的車內雜訊分別進行測試，並將雜訊總級測試結果與原始狀態進行對比，如圖８所
示。安裝雙質量飛輪後，車內雜訊有明顯改善，在低轉速段雜訊幅值下降超過１０ｄｂ（ａ），主觀感受不到
．．．．．．一
ｂａｓｅｌｉｎｅ…
７５７０
６趟６０觳５５
５０１０２
圖８車內雜訊變化
車內轟鳴聲；安裝阻尼彈性減振器也有良好的效果，
但比雙質量飛輪稍差，未能將低速段轟鳴聲完全消除，這與計算結果是一致的。
４結語（１）對傳動系進行簡化，建立傳動系扭振當量系統模型並進行自由振動計算；利用**軟體建立
物件車型發動機模型，獲取發動機激勵力矩，扭振測
試驗證了模型的有效性；
（２）阻尼彈性減振器對扭振共振具有較好的控
製作用，其設計思路明確，在一定程度上可改善傳動系扭振特性；雙質量飛輪可有效隔離扭振向後傳遞，抗扭振效果明顯。因此顯著改善整車ｎｖｈ效能。但對已有傳動系進行雙質量飛輪匹配時，可能會產
生新的共振頻率，可以通過控制阻尼引數將共振峰值降低到允許範圍以內；
（３）控制主減速器輸入端的扭振角位移幅值及
其傳遞的扭振附加力矩幅值，可以有效控制扭振激勵向後橋一懸架一車身的傳遞，從而減小由扭振引的車內轟鳴聲。
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驗研究［ｊ］．內燃機，２０１１（４）．
【８］王登峰，宋繼強，劉波．汽車雙質量飛輪扭振減振器效能
**分析與匹配［ｊ］．中國機械工程，２０１０（９）．
車輛傳動系的相關規定
傳動軸在運轉時不得發生振抖和異響，中間軸承和萬向節不得有裂紋和 或松曠現象。發動機前置後驅動的客車的傳動軸在車廂地板的下面沿縱向布置時，應有防止傳動軸滑動連線 花鍵或其他類似裝置 脫落或斷裂等故障而引起危險的防護裝置。驅動橋殼 橋管不得有變形和裂紋，驅動橋工作應正常且不得有異響。車長大於等於 6m的...
汽車減振降噪的不同阻尼材料
主營 漢高樂泰瓦克 dymax edison liu 汽車行駛的過程中，總有多種雜訊存在，它們通過空氣傳播和結構振動被傳遞到汽車客艙。雜訊源主要包括發動機和變速箱 進排氣系統 傳動和轉向系統 風 路況和輪胎等。根據雜訊性質的不同，汽車降噪分為吸音降噪 隔音降噪 阻尼 減振 降噪和主動降噪等不同方法。...
汽車轉向系的結構與維修
第一節轉向系的結構與技術引數 一 總體結構與工作原理 桑塔納2000型轎車的動力轉向是在原機械式齒輪齒條轉向器基礎上增加了儲油罐 液壓幫浦 控制閥及動力缸。轉向器和動力缸 控制閥組合成一體，故稱為整體式動力轉向器。其結構與原理分別如圖7 1和圖7 2和圖7 3所示。控制閥為常流轉式，上部的閥體為滑閥...