針對某款SUV在高轉速時出現的扶手箱振動異響問題，利用小波分析數據得出傳動軸旋轉振動引起中間支撐模態與動力總成剛體模態耦合導致共振而產生噪聲。根據振動隔離理論提出增加中間支撐徑向剛度提升中間支撐模態避開共振的方案，經過驗證后，解決了問題。

關鍵詞：傳動軸 中間支撐，小波分析

 

隨著人們對整車舒適性要求的提高,振動與噪聲與舒適性要求成為汽車設計最重要的指標之一。因此，振動和噪聲控制作為汽車設計制造的一個重要方面，受到了各主機廠的重視。汽車傳動系統在工作時會產生非常明顯的振動和噪聲，在車輛行駛過程中，傳動軸高速旋轉，由傳動軸本身彎曲和扭轉振動會激起車內明顯的振動和噪聲不容易被乘員識別，導致客戶及售后部門的嚴重抱怨。

本文針對某前置后驅SUV在開發過程中，由于傳動系統抖動導致扶手箱振動異響問題，采用頻譜分析，來確定振動及異響的原因。最后通過移頻的方法，使得傳動軸中間支撐的固有頻率避開動力總成剛體模態，從而解決了異響問題，此方法可以為汽車工程技術人員NVH開發提供借鑒。

1 傳動軸的工作原理

汽車傳動軸總成一般由萬向節、傳動軸和中間支撐組成。對于長軸距汽車，常常將傳動軸分段（兩段或三段），目的在于縮短每一段的長度，提高剛度，從而提高傳動軸的臨界轉速。前后兩段傳動軸中間需要加中間支撐以減小傳動軸角度方向和軸向的安裝誤差以及發動機、懸架等彈性懸置、行駛中所引起的角位移和線位移。

一般在車架橫梁或車身上固定中間支撐，以減少傳動軸角度方向和軸向的安裝誤差以及發動機、懸架等彈性元件、行駛中所引起的角位移和線位移。目前大多數中間支撐采用埋在橡膠彈性元件中的單列求軸承，如圖1所示。該支撐主要用于承受傳動軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，而不能傳遞軸向力，可承受萬向節上的附加彎矩引起的徑向力。

   

                        

圖1 傳動軸中間支撐結構圖

傳動軸總成其主要用于在車輛行駛過程中，相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。

汽車傳動軸設計應滿足如下基本要求：

 （1）保證所連接的兩根軸相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力。

 （2）保證所連接兩軸盡可能等速運轉。

 （3）由于萬向節夾角而產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內。

 （4）傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。

2 故障問題描述及分析

發動機的激勵、傳動系統的扭矩波動、傳動軸及后橋主減本身的動不平衡、萬向節產生的附加彎矩、中間支撐剛度過軟或者過硬等因素均能引起傳動系統的振動異響，影響車內乘員的舒適性，降低顧客的感知度。

某前置后驅SUV進行路試評價時，發現在2、3、4檔的高轉速的時候（3800轉）扶手箱處的振動比較大，同時伴有框框的異響，嚴重影響了乘坐舒適性。

該車涉及到傳動系統配置為后獨立懸掛加三個等速節。傳動軸的布置如圖2所示：

圖2 三段式傳動軸的布置

2.1 主觀評價及測試分析

通過主觀評價發現：在車輛中部此噪聲較明顯，且與發動機轉速、變速器擋位無關，僅與車速相關。初步判斷此噪聲由傳動系統引起。通常情況下，傳動系統的聲源主要來自變速器、傳動軸和后橋主減。

在良好平直的道路上進行NVH測試，在駕駛員右耳處布置麥克風，并在扶手箱、傳動軸中間支撐處布置測點，掛3擋進行WOT測試。

通過對測試數據進行小波分析，發現車內噪聲存在發生在11~14HZ的沖擊噪聲，相應的扶手箱處有頻率相近的振動異響（圖3），與傳動軸中間支撐的寬頻沖擊相對應（圖4）

圖3 傳動軸中間支撐處振動彩圖

圖4 扶手箱處振動彩圖

初步判斷該問題為傳動軸中間支撐模態過低與動力總成剛體模態耦合導致，為了確認此問題，分別進行了傳動軸中間支撐模態測試以及動力總成剛體模態測試，結果驗證了這一猜測。在整車上進行中間支撐模態測試，測的中間支撐模態為13HZ,不滿足NVH子系統目標要求（25~30HZ)。測試結果見圖5。

圖5 傳動軸中間支撐模態測試

在整車上測試動力總成的剛體模態，測的動力總成各階剛體模態見表1所示，從表中可知繞X軸轉動的模態13.25HZ與傳動軸中間支撐模態13HZ非常接近，容易模態耦合，此為扶手箱振動異響主要原因。

表1 動力總成剛體模態測試

方向	X向平動	Y向平動	Z向平動	R(X)	R(Y)	R(Z)
頻率（HZ)	8.03	6.53	11.9	13.25	11.04	19.1

 

2.2 問題分析及方案確定

當傳動軸中間支撐模態與其他部件模態耦合發生共振時，可以采取的控制策略把兩者的模態頻率避開，由于動力總成剛體模態頻率范圍一般要求設計在發動機怠速隔振頻率以下，本車怠速轉速為750rpm,按隔振要求剛體模態頻率要求小于25HZ，從表1可知動力總成剛體模態最高為19HZ,因此要把傳動軸中間支撐模態至少提升到20HZ以上才能解決問題。提升模態的方法有兩種，一是提升中間支撐橡膠的徑向剛度，二是降低中間支撐所支撐傳動軸的質量，本文采用提升中間支撐徑向剛度的辦法來驗證此問題。

3.3 方案驗證

3.3.1 中間支撐徑向剛度增加

分別制作中間支撐剛度為30,35,43N/mm的樣件進行驗證，三種方案效果都比較明顯，扶手箱處的振動異響消失。綜合各種工況來看，43N/mm方案效果最好，其次是剛度為30.3N/mm和34.83Hz，但這兩種剛度中間支撐在常用工況下峰值較多，且剛度為30.3N/mm模態較低，不滿足NVH子系統目標要求。對這三種方案裝車進行測試得到中間支撐模態如表2所示。

表2 中間支撐模態

方案	中間支撐剛體模態  (Hz)	中間支撐剛體模態目標范圍  (Hz)
故障車傳動軸	13.00	20~30
徑向剛度30N/mm	17.94	20~30
徑向剛度35 N/mm	24.07	20~30
徑向剛度43 N/mm	26.53	20~30

對剛度43方案進行3擋全油門測試，與故障車扶手箱處振動頻譜進行對比，可以看出振動消失。

3擋全油門時剛度43N/mm方案與原車傳動軸中間支撐振動數據對比

 

4 結語

在某特定車速下，傳動軸旋轉頻率達到中間支撐固有頻率而產生的共振是無法避免的，在設計時要使中間支撐固有頻率盡可能避開關鍵子系統固有模態，避免二者耦合導致車內NVH變差。本文通過調整中間支撐橡膠剛度，避開了與動力總成剛體模態耦合，解決了扶手箱振動異響問題。該問題分析及解決方案可供NVH工程師在解決相關問題提供借鑒。

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