《装备制造技术》２０１２年第１１期
汽车传动系统在工作时会产生非常明显的抖动
本文针对国内某款车型在开发过程中，由于传动系统抖动导致车内噪声过大的问题，采用分别运转法、频谱分析法等方法，来确定汽车产生噪声和振动的源头，并运用适当的方法来解决此问题，同时也为汽车工程技术人员ＮＶＨ开发提供借鉴。
１传动轴工作原理及样车状态概述
１．１汽车万向传动轴工作原理
万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。其主要用于在工作过程中，相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。
万向传动轴设计应满足如下基本要求：（１）保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。
（２）保证所连接两轴尽可能等速运转。
（３）由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。（４）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。
变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。汽车万向传动轴基本工作原理如图１所示。
传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。
传动轴在工作时，其长度和夹角是在一定范围变化的。在设计时，应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。１．２样车状态概述
样车车型的主要配置参数如下表１所列，开发阶段：中期样车。
问题描述：车辆行驶时，在５档车速加速至达１１０ｋｍ／ｈ时，车厢中后部出现强烈的振动，同时车内听到明显轰鸣声，严重影响驾乘舒适性。
该车可能涉及到传动系统噪声的主要配置如表１所示。
２噪声源识别
采用以下方法，初步判断分析问题产生源头。２．１行驶工况情况
车辆运用５档加速行驶至１００ｋｍ／ｈ，保持车辆
传动轴抖动引起的车内噪声研究与解决
朱卫兵１，陈微微１，谢珍兰２
（１．上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州５４５００７
２．东风柳州汽车股份有限公司，广西柳州５４５００７）
摘要：针对国内某款车型在开发过程中出现的传动系问题，采用分别运转法、频谱分析法等将存在的问题解决，从而降低汽车车内噪声，同时也为汽车工程技术人员ＮＶＨ开发提供借鉴。关键词：汽车ＮＶ
Ｈ；传动轴；模态；彩图中图分类号：Ｖ４７２
文献标识码：Ｂ
文章编号：１６７２－５４５Ｘ（２０１２）１１－０１９５－０４
收稿日期：
２０１２－０８－１０作者简介：朱卫兵（１９８３—），男，湖北天门人，工学学士，从事汽车ＮＶＨ研究与开发。
图１
传动轴一般的布置形式
表１
车辆主要配置及参数
类别发动机驱动形式传动形式
型式
四缸四冲程汽油机前置后驱
十字万向节＋中间支撑
类别最高速度主减速器传动比车轮滚动半径
参数１５８ｋｍ／ｈ４．８８９２８９ｍｍ
195
Equipment Manufacturing Technology No.11，2012
定速；慢油门加速从１００ｋｍ／ｈ加速至１２０ｋｍ／ｈ，
（１）主观评价：车辆振动和噪声来自于底盘有节奏的激励。初步判断，激励是来自于高速时传动系的振动或抖动。（２）运用测试工具，测量车内噪声和后地板的振动。
在慢加速情况下，按照ＧＢ／Ｔ１８６９７－２００２《声学汽车车内噪声测量方法》布置车内噪声声学测量点和振动测量点，分别测量后排座椅中间处的噪声ｃｏｌｏｒｍａｐ图和后地板中间的振动。测试结果如图２、图３所示。
从图２、图３可以发现，在５档加速时，发动机转速主要集中在３８００￣４０００ｒｐｍ附近，车内噪声的中间频率主要集中在１３５Ｈｚ￣１６６Ｈｚ左右，后地板的振动也集中在１３５Ｈｚ￣１６６Ｈｚ之间，方向为Ｚ向，其中最大噪声源为１６６Ｈｚ的振动和噪声，这说明：在此速度下车内主要的噪声源自于此频率。通过前期车身的模态分析，我们已知后地板局部模态频率为１３５Ｈｚ左右，因此只需要确定１６６Ｈｚ频率来源即可。２．２模态分析
分别测量动力总成、传动轴、后悬架系统的自由模态，其中传动轴总测点数为９个，前轴４个点，后轴４个点，中间支撑１个点，进行模态的测试和分析，测量数据如图４、图５所示。
通过图４分析可知，模态传递函数ＦＲＦ分析发现，传动轴一阶弯曲模态集中在１６６Ｈｚ，与高速时车内噪声振动频率基本吻合，同时通过图５弯曲振型发
现传动轴的模态振型为上下弯曲模态，即Ｚ向模态。
初步判断噪声来源于传动轴的一阶Ｚ向弯曲模态，通过中间支撑及后悬架传递给车身，造成车身共振，导致车内强烈的振动和轰鸣噪声。
３原因分析
３．１传动轴抖动原因分析
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。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。
传动轴的临界转速n k
（ｒ／ｍｉｎ）为：n k ＝１．２×１０
８
D ２c ＋d ２
c
姨L ２
c
（１）
式中，
L c 为传动轴长度（ｍｍ），即两万向节中心之间的距离；
d c 和D c 分别为传动轴轴管的内、外径（ｍｍ）。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般要求要比临界转速
（传动
图４
传动轴一阶弯曲模态
频响函数
图５
传动轴一阶弯曲模态振型
图２
１００－１１０ｋｍ／ｈ慢油门加速时后排噪声
图３１００－１１０ｋｍ／ｈ慢油门加速时后地板Ｚ向振动
４０．０
４３．５４６．５５０．０５３．０５６．５５９．５６３．０６６．５６９．５７３．０７６．０７９．５８２．５８６．０８９．５０５０１００１５０
２００
２５０３００３５０４００
１５０Ｈｚ－１７５Ｈｚ
０
２４６
８
１２５Ｈｚ－１４０Ｈｚ１１０ｋｍ／ｈ后排噪声
［ｓ］（Ｔｉｍｅ）
［ｄＢ（Ａ）／２０．０ｕＰａ］
Ａｕｔｏｓｐｅｃｔｒｕｍ（ＲＲ）－ＩｎｐｕｔＷａｒｋｉｎｇ：Ｉｎｐｕｔ：３Ｄ－ｔｉｍｅ：Ａｎｅｌｘａｒ
［Ｈｚ］
［ｓ］（Ｔｉｍｅ）
［ｄＢ／１．００ｍ／ｓ＾２］
Ａｕｔｏｓｐｅｃｔｒｕｍ（Ｆｌｏｏｒ－Ｚ）－ＩｎｐｕｔＷａｒｋｉｎｇ：Ｉｎｐｕｔ：３Ｄ－ｔｉｍｅ：
１２５Ｈｚ－１４０Ｈｚ１１０ｋｍ／ｈ后排地板Ｚ向振动１５０Ｈｚ－１７５Ｈｚ
０５０１００１５０
２００２５０３００３５０４００
［Ｈｚ］
０
２４６－３０．０
－２６．５－２３．０－１９．５－１６．０－１２．５－９．００－５．５０－２．００１．５０５．００８．５０196
《装备制造技术》２０１２年第１１期
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：
同时计算传动轴的最大工作频率
f＝V
ｍａｘ
×i
g
×i
o
×K
（２）
其中，
上汽通用五菱汽车股份有限公司f为传动轴最大工作频率；
Vｍａｘ为最大车速；
i g为最高档变速器传动比；
i o为主减速器传动比；
K为发动机转矩主谐量阶数；
r为车轮滚动半径。
３．２分析结果
由上我们已知道Vｍａｘ为１５８ｋｍ／ｈ，i g为０．８０８，i o 为４．８８９，四缸四冲程发动机主谐量阶数为２，r为２８９ｍｍ，将上述数字代入式（２），我们可以计算得出本传动轴最大工作频率是１９０．４Ｈｚ，为了避免共振，传动轴的设计频率（一阶固有频率）一般要大于１９０．４×（１＋１５％）＝２１８．９６Ｈｚ；而根据模态分析的结果一阶固有频率是１６６Ｈｚ，要小于２１８．９６Ｈｚ。同时由上已知，出现振动和噪声时的发动机转速在５档４０００ｒｐｍ左右，同时阶次为传动轴的二阶噪声，即发动机的２．４７阶，经过计算：４０００／６０×２．４７＝１６５Ｈｚ，与传动轴的一阶弯曲模态完全吻合，因此，在此转速和速度下的振动和噪声为在发动机激励下的起传动轴共振，从而产生抖动。
传动轴抖动为的Ｚ向弯曲振动，其通过外万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，同时车身件对于Ｚ向的振动非常敏感，车身覆盖件在受到Ｚ向激励共振后又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频的振动和轰鸣声。
４解决措施
４．１常用解决方案介绍
对于长传动轴，提高固有频率的常用方式主要有两种：
（１）采用中间支撑，分段传动。
（２）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。
但对于目前的传动轴来说，由于已经采用分段传动的方式，即已经运用了中间支撑，同时又运用了空心轴，而采用增大管径的方法势必要增加成本，对于汽车制造成本控制又造成了负面影响。
４．２实际措施
由上我们已知车内噪声和振动出现的原因除了传动轴一阶模态为Ｚ向上下弯曲模态，频率在１６６Ｈｚ，实际上除了传动轴一阶弯曲模态的激励外，车身对于１６６Ｈｚ的Ｚ向振动敏感也是其产生问题的重要原因。因此，可以调整传动轴模态的方向以减少激励，降低车身的共振，同时也可以降低了车内的轰鸣噪声。
针对上述的分析结果，制定如下的更改方案，将传动轴的前轴万向节连接方向由０°更改至９０°，以改变传动轴Ｚ向模态，如图６所示。
４．３模态校核
重新测试传动轴的自由模态，布点数与之前相同，测试结构如图７、图８所示。
由图７可以看出，更改相位差至９０°后的传动轴频响函数显示，传动轴的一阶弯曲模态仍然为１６３．４Ｈｚ，与之前１６５Ｈｚ非常接近，实际频率未发生大的变化；由图８可以看出，更改相位差后的传动轴一阶弯曲模态振型由上下弯曲变成左右弯曲，即传动轴的弯曲振动方向由Ｚ向偏转至Ｙ向，同时对车体的激励方向也由Ｚ向更改至Ｙ向。
４．４测试验证
将制作好的更改相位角后的传动轴样件装车，重新测试车内噪声。如图９、图１０所示。
从图９可以看出来，车内传动轴二阶噪声在３８００ｒｐｍ以上大幅降低，分别较原来降低５－１０ｄＢＡ。由图１０可以看出，车内传动轴二阶噪声在３８００ｒｐｍ以上大幅降低，其频率集中在１６５Ｈｚ处。
图６前轴万向节连接端相位差由０°更改至９０°
相位差９０°
两端平行原状态
更改后
图７前轴万向节连接端相位
差由０°更改至９０°后
的传动轴一阶频响函数
图８前轴万向节连接端相位
差由０°更改至９０°后的
传动轴一阶弯曲振型
197
Equipment Manufacturing Technology No.11，2012
ＴｈｅＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＳｏｌｕｔｉｏｎｏｎｔｈｅＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＩｎｔｅｒｉｏｒＮｏｉｓｅＣａｕｓｅｄｂｙＰｒｏｐｓｈａｆｔＶｉｂｒａｔｉｏｎ
ＺＨＵＷｅｉ－ｂｉｎｇ１，ＣＨＥＮＷｅｉ－ｗｅｉ１，ＸＩＥＺｈｅｎ－ｌａｎ２
（１．ＳＡＩＣＧＭＷｕｌｉｎｇＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＣｏ．，Ｌｔｄ．，ＬｉｕｚｈｏｕＧｕａｎｇｘｉ５４５００７，Ｃｈｉｎａ２．ＤｏｎｇｆｅｎｇＬｉｕｚｈｏｕＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＣｏ．，Ｌｔｄ．，ＬｉｕｚｈｏｕＧｕａｎｇｘｉ５４５００７，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｄｏｍｅｓｔｉｃｍｏｄｅｌｓｉｎｔｈｅｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｐｒｏｃｅｓｓｏｆｔｈｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓｙｓｔｅｍｐｒｏｂｌｅｍｓｏｃｃｕｒ，ｔｈｅｕｓｅｏｆｅａｃｈｏｐｅｒａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄ，ｓｐｅｃｔｒａｌａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄｔｏｓｏｌｖｅｐｒｏｂｌｅｍｓ，ｒｅｄｕｃｅａｕｔｏｍｏｂｉｌｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅ，ａｓｗｅｌｌａｓａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ
ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇａｎｄｔｅｃｈｎｉｃａｌｐｅｒｓｏｎｎｅｌｔｏｐｒｏｖｉｄｅｒｅｆｅｒｅｎｃｅＮＶＨｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔＫｅｙｗｏｒｄｓ：ｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨ；ｐｒｏｐｓｈａｆｔ；ｍｏｄａｌ；ｃｏｌｏｒｍａｐ
同时在５档加速时主观评价，车内噪声在３８００ｒｐｍ以上大幅降低，车内严重的振动和轰鸣声消失。１１０ｋｍ／ｈ出现的车内严重振动和轰鸣问题得到解决。
５结束语
将传动轴前端相位差更改９０°后，也能够很好地
解决１１０ｋｍ／ｈ以上的车内振动和轰鸣噪声。通过更改相位角改变了传动轴弯曲模态的方向，同时对车内的激励也由Ｚ向变为Ｙ向，很好的解决了在３８００ｒｐｍ以上，传动轴抖动造成的车内振动和噪声问题。
从上面的分析，我们知道发动机总成和传动系在运转过程中，由于传动系在动力传递的过程中会出现各种问题，包括模态和共振问题。当出现传动轴的共振问题时，不能仅仅一味地考虑增大频率，降低激励源的方法，实际上在激励力传递的过程中，运用合适的方法改变激励的方向和模态，通过调整对车内噪声敏感的激励方向，也可以很好的解决传动系引起的车内噪声的问题。同时，运用分别运转法及频谱分
析法等方法，从传动系问题的传递路径入手，采用合理的设计手段，可以尽量减小和消除传动轴共振产生及传递的可能，；同时也为汽车开发减少不必要的损失。
参考文献：
［１］马大猷．声学名词术语［Ｍ］．北京：海洋出版社，１９８３．
更改前更改后
３８１７．７２
３０．０
４０．０
５０．０
６０．０７０．０
８０．０
Ｐａ
ｄＢ（Ａ）
９００．００
２０００．００
３０００．００４５００．００
ｒｐｍ
图９
５档加速时车内传动轴２阶噪声
７０．００－２０．００ｄＢ（Ａ）Ｐａ
２．４７
４０００．００
１６５．００
更改前
ＡｕｔｏＰｏｗｅｒ３ｒｄｓｅａｔ：Ｓ（Ａ）ＷＦ１０５［１９９６．８－４５９６．２ｒｐｍ
ＡｕｔｏＰｏｗｅｒ３ｒｄｓｅａｔ：Ｓ（Ａ）ＷＦ１０５［２０００．４－４５９７．７ｒｐｍ
更改后
２０．００
５００．００
Ｈｚ
３ｒｄｓｅａｔ：Ｓ（ＣＨ２）
１９００．００
４６００．００７０．００－２０．００
ｄＢ（Ａ）Ｐａ２．４７
４０００．００
１６５．００
２０．００
５００．００
Ｈｚ
３ｒｄｓｅａｔ：Ｓ（ＣＨ２）
２０００．００
４６００．００Ｔｅｃｈｏ２（Ｔ２）ｒｐｍ
Ｔｅｃｈｏ２（Ｔ２）ｒｐｍ
图１０５档加速时车内噪声ｃｏｌｏｒｍａｐ图
198
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