摘要：四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)在提升車輛超穩(wěn)和爬坡性能的同時(shí)，帶來(lái)了嚴(yán)重的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題。文章對(duì)四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲機(jī)理及其控制進(jìn)行了系統(tǒng)性闡述和討論，并利用客觀測(cè)試分析了某款開(kāi)發(fā)中四驅(qū)車型產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲的原因：傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)過(guò)大和傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)頻率過(guò)低。通過(guò)調(diào)試扭轉(zhuǎn)減振器和傳動(dòng)軸內(nèi)置動(dòng)力吸振器方案，顯著降低了車內(nèi)２ 階和４ 階噪聲８ －２０ ｄＢ（Ａ），主觀評(píng)估轟鳴聲改善明顯。

關(guān)鍵詞：四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng) 轟鳴聲 扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 吸振器

引  言

對(duì)高品質(zhì)和多路況駕乘感受的追求促使越來(lái)越多的乘用車采用四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)。四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)在提升超穩(wěn)和爬坡性能的同時(shí)，帶來(lái)的轟鳴聲問(wèn)題亟待解決。對(duì)于搭載傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力的車型，車內(nèi)轟鳴聲由于其頻率低、能量大、突變明顯，主觀表現(xiàn)為耳壓感，影響乘客的駕乘品質(zhì)，嚴(yán)重時(shí)甚至危害乘客的身心健康［１］ 。

目前，四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲研究主要集中在基于等效模型的傳動(dòng)系參數(shù)影響分析［２-３］ 、減振降噪措施［１， ４-６］ 和試驗(yàn)研究［１-２， ７］ 等方面。王東建立了傳動(dòng)系當(dāng)量模型和整車ＡＭＥＳｉｍ模型，全面分析了傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率和幅值的影響規(guī)律［２］ 。ＤＵ Ｈ Ｙ Ｉ 等結(jié)合非線性多體系統(tǒng)仿真和線性有限元分析，研究了傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)被發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)產(chǎn)生共振而導(dǎo)致的整車轟鳴聲問(wèn)題。對(duì)于因四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲，動(dòng)力吸振器［１］ 、扭轉(zhuǎn)減振器［４］ 、慣量盤［５］ 、雙質(zhì)量飛輪［６］ 和傳動(dòng)系統(tǒng)的隔振設(shè)計(jì)等，均是比較有效的解決方案，其中，以動(dòng)力吸振器和扭轉(zhuǎn)減振器效果最直接和突出。當(dāng)前對(duì)于由四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲的研究主要是基于實(shí)車開(kāi)發(fā)的傳遞路徑測(cè)試分析和調(diào)試，且通常僅針對(duì)單類問(wèn)題進(jìn)行研究［７］ 。

本文系統(tǒng)地闡述了四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲的機(jī)理和控制手段，并對(duì)某開(kāi)發(fā)中四驅(qū)車型因傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的車內(nèi)轟鳴聲進(jìn)行測(cè)試和分析，采用扭轉(zhuǎn)減振器和動(dòng)力吸振器方案進(jìn)行實(shí)車調(diào)試，顯著降低了車內(nèi)２ 階和４ 階噪聲，實(shí)車主觀評(píng)估改善明顯。

１ 四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理及控制

發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)主要為不平衡往復(fù)慣性力和氣缸周期性氣體壓力引起的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭矩波動(dòng)，并經(jīng)由離合器、變速器和傳動(dòng)軸作用之后，經(jīng)軸承與后驅(qū)動(dòng)單元傳遞到懸架系統(tǒng)，引起車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)，進(jìn)而引發(fā)結(jié)構(gòu)輻射聲能形成車內(nèi)轟鳴聲［８］ 。對(duì)于四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其主要激勵(lì)階次為２ 階。動(dòng)力總成２ 階激勵(lì)在傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)頻率處被放大，通過(guò)支撐軸承和后驅(qū)動(dòng)單元等傳遞至車身產(chǎn)生振動(dòng)。其中，動(dòng)力總成往復(fù)慣性力激勵(lì)傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)，并在彎曲模態(tài)處產(chǎn)生平動(dòng)；動(dòng)力總成扭矩波動(dòng)激勵(lì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)模態(tài)，并在扭轉(zhuǎn)模態(tài)處產(chǎn)生強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。另外，傳動(dòng)軸的不平衡激勵(lì)力隨其轉(zhuǎn)速平方增加，若不平衡力不能控制在較低水平，則在高車速下易產(chǎn)生轟鳴聲。四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)均是通過(guò)結(jié)構(gòu)傳遞至車身并產(chǎn)生轟鳴聲，即所謂的結(jié)構(gòu)轟鳴聲。

四驅(qū)車型傳遞路徑長(zhǎng)，在４０ －２００ Ｈｚ 低頻段存在豐富的固有模態(tài)，受動(dòng)力總成和傳動(dòng)軸激勵(lì)，易引起系統(tǒng)結(jié)構(gòu)共振［８］ 。該過(guò)程涉及發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力、燃燒和傳動(dòng)軸不平衡激勵(lì)力控制、雙質(zhì)量飛輪隔振、傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)和傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)控制、支撐軸承和后驅(qū)動(dòng)單元隔振、后副車架隔振、車身模態(tài)和車內(nèi)空腔模態(tài)控制等。由于市場(chǎng)對(duì)四驅(qū)車型動(dòng)力性的追求，使得發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩增加，而汽車輕量化和乘坐空間的增加使得傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)和傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)頻率下降，兩者加劇了四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴聲風(fēng)險(xiǎn)。

圖１ 為四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴聲的傳遞路徑和應(yīng)對(duì)措施。激勵(lì)方面：

（１）發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力可用平衡軸降低，但平衡軸價(jià)格昂貴，需在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)前期預(yù)留空間，且對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)油耗有一定負(fù)面影響；

（２）發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)可采用雙質(zhì)量飛輪、離心擺、扭轉(zhuǎn)減振器和慣量盤等進(jìn)行改善，其中，雙質(zhì)量飛輪和離心擺對(duì)于低頻扭轉(zhuǎn)振動(dòng)改善明顯［６］ ，扭轉(zhuǎn)減振器可降低特定頻率的傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)［２， ４］ ；

（３）傳動(dòng)軸不平衡力可通過(guò)傳動(dòng)軸自身不平衡量、傳動(dòng)軸安裝對(duì)中和傳動(dòng)軸安裝角度進(jìn)行控制。路徑方面：（１）提高傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率和傳動(dòng)軸的彎曲模態(tài)頻率，但發(fā)動(dòng)機(jī)２ 階激勵(lì)頻率可達(dá)到２００ Ｈｚ 以上，通常高于傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率（４０－８０ Ｈｚ） 和傳動(dòng)軸的彎曲模態(tài)頻率（１００ －２００ Ｈｚ），因此，需進(jìn)行動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)，且后驅(qū)動(dòng)單元?jiǎng)傮w模態(tài)頻率要避開(kāi)傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)模態(tài)和傳動(dòng)軸的彎曲模態(tài)頻率；（２）加強(qiáng)支撐軸承和后驅(qū)動(dòng)單元隔振。響應(yīng)方面：提高車身扭轉(zhuǎn)和彎曲模態(tài)頻率，且車身主要模態(tài)頻率要避開(kāi)車內(nèi)空腔模態(tài)頻率［９］ 。



２ 四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴聲優(yōu)化

2.1 問(wèn)題描述

某研發(fā)中四驅(qū)車型配置２．０ Ｔ 直列四缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)、７ 速濕式雙離合變速器和雙質(zhì)量飛輪，采用動(dòng)力總成前置且四輪驅(qū)動(dòng)布置。主觀駕乘時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ附近，車內(nèi)出現(xiàn)明顯轟鳴聲，且伴隨地板和座椅振動(dòng)。車內(nèi)轟鳴聲隨發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷增加而惡化，主觀評(píng)分為５ 分。

為了量化車內(nèi)轟鳴聲水平，采用ＬＭＳ Ｔｅｓｔ Ｌａｂ對(duì)該研發(fā)中四驅(qū)車型乘客艙后排噪聲進(jìn)行客觀測(cè)試，結(jié)果如圖２ 所示，測(cè)試工況為３ 擋全油門加速。車內(nèi)噪聲在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ時(shí)存在明顯峰值，其中，２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 對(duì)應(yīng)峰值為２ 階噪聲貢獻(xiàn)，２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 對(duì)應(yīng)峰值為４ 階噪聲貢獻(xiàn)。２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 對(duì)應(yīng)頻率均為１３６ Ｈｚ，是發(fā)動(dòng)機(jī)不同階次能量在不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下激勵(lì)同一系統(tǒng)的響應(yīng)。



2.2 問(wèn)題分析

考慮到車內(nèi)后排噪聲主觀感受較前排明顯，且拆除傳動(dòng)軸后（此時(shí)車輛僅為前輪驅(qū)動(dòng)），乘客艙在上述發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)并未出現(xiàn)明顯轟鳴聲，因此可以定位該轟鳴聲的產(chǎn)生與四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)有關(guān)。此外，后驅(qū)動(dòng)單元?dú)んw的２ 階和４ 階振動(dòng)加速度峰值對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速與車內(nèi)轟鳴聲對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速基本一致（見(jiàn)圖３），同樣證明該轟鳴聲為四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致。



車內(nèi)轟鳴聲抱怨頻率主要為８３ Ｈｚ（對(duì)應(yīng)２ ５００ ｒ／ｍｉｎ） 和１３６ Ｈｚ （ 對(duì)應(yīng)２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ），與四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)和傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)有關(guān)。四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)頻率參數(shù)如表１ 所示，傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為８０．１ Ｈｚ，與２ ５００ ｒ／ｍｉｎ對(duì)應(yīng)的２ 階頻率接近，故２ ５００ ｒ／ｍｉｎ車內(nèi)轟鳴聲為傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)導(dǎo)致。對(duì)于傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)頻率，前傳動(dòng)軸模態(tài)頻率為１８０ Ｈｚ，盡管低于發(fā)動(dòng)機(jī)最高２ 階激勵(lì)頻率，但對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為５ ４００ ｒ／ｍｉｎ，考慮到整車在５ ０００ ｒ／ｍｉｎ 以上運(yùn)行幾率較小，且對(duì)應(yīng)的４ 階噪聲也無(wú)明顯抱怨，因此不予考慮優(yōu)化；后傳動(dòng)軸模態(tài)頻率為１３７ Ｈｚ，其２ 階和４ 階頻率分別對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為４ １１０ ｒ／ｍｉｎ 和２ ０５５ ｒ／ｍｉｎ， 可以鎖定車內(nèi)２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 轟鳴聲為后傳動(dòng)軸彎曲共振導(dǎo)致。



四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率取決于整個(gè)動(dòng)力總成、傳動(dòng)系統(tǒng)和整車的扭轉(zhuǎn)剛度及慣量，改變雙質(zhì)量飛輪的剛度和慣量、傳動(dòng)軸剛度和半軸剛度等，可以在小范圍內(nèi)改變傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率和降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)幅值，但無(wú)法將其模態(tài)頻率移出動(dòng)力總成的激勵(lì)頻率范圍（２５ －２００ Ｈｚ），也無(wú)法降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)幅值至可接受水平，故優(yōu)化原有結(jié)構(gòu)難以徹底改善轟鳴聲［２］ 。盡管扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率無(wú)法移出動(dòng)力總成激勵(lì)頻率范圍，但仍需將后驅(qū)動(dòng)單元?jiǎng)傮w模態(tài)頻率避開(kāi)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率５ Ｈｚ 以上，以達(dá)到避頻目的。后驅(qū)動(dòng)單元?jiǎng)傮w模態(tài)頻率如表２ 所示，第３ 階模態(tài)頻率為６８．３ Ｈｚ，與傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率（８０．１ Ｈｚ） 間隔約１２ Ｈｚ，第５ 階模態(tài)頻率為１２８．６ Ｈｚ，與后傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)頻率（１３７ Ｈｚ）間隔８．４ Ｈｚ，均滿足避頻要求，不會(huì)引起后驅(qū)動(dòng)單元共振。



目前，行業(yè)內(nèi)經(jīng)驗(yàn)值是將傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)水平控制在２ ｒａｄ／ｓ 以內(nèi)。傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)測(cè)試：發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和變速器輸入軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是通過(guò)其原有的磁電傳感器測(cè)量高精度轉(zhuǎn)速獲得；傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是通過(guò)在后傳動(dòng)軸末端安裝編碼盤，利用光電轉(zhuǎn)速傳感器測(cè)量后傳動(dòng)軸的高精度轉(zhuǎn)速計(jì)算獲得。傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)測(cè)試如圖４ 所示，先制作一個(gè)輕薄的鋁合金圓盤安裝在后傳動(dòng)軸末端，將打印好的黑白兩色編碼盤黏貼在圓盤上。圓盤和編碼盤需進(jìn)行簡(jiǎn)單對(duì)中：圓盤與傳動(dòng)軸對(duì)中通過(guò)加工限位保證，編碼盤與圓盤對(duì)中通過(guò)編碼盤和圓盤尺寸一致保證，即兩者外圓直徑相同。此處測(cè)得的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)主要為發(fā)動(dòng)機(jī)２ 階頻率，傳動(dòng)軸、圓盤和編碼盤輕微偏心，不會(huì)影響測(cè)試結(jié)果。根據(jù)光斑尺寸，測(cè)試中采用的編碼盤為黑白色各３０ 條，且交替排布。各軸高精度轉(zhuǎn)速測(cè)試結(jié)果如圖５（ａ）所示，通過(guò)其計(jì)算所得的２ 階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)如圖５（ｂ）所示。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和變速器輸入軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)在１ ５００ ｒ／ｍｉｎ 以上隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而逐漸減小，而后傳動(dòng)軸末端處扭轉(zhuǎn)振動(dòng)在８０ Ｈｚ附近出現(xiàn)明顯峰值，峰值達(dá)到４．７３ ｒａｄ／ｓ，高于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和變速器輸入軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，超出了設(shè)計(jì)目標(biāo)， 故扭轉(zhuǎn)振動(dòng)過(guò)大是導(dǎo)致車內(nèi)２ ５００ ｒ／ｍｉｎ轟鳴聲的主要原因。





2.3 方案調(diào)試

針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)引起的車內(nèi)轟鳴聲，扭轉(zhuǎn)減振器通常是首選。它一方面可通過(guò)阻尼吸收傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)能量，降低激勵(lì)；另一方面可通過(guò)自身慣量改變傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)［１０］ 。對(duì)于傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)引起的車內(nèi)轟鳴聲，可在傳動(dòng)軸增加動(dòng)力吸振器來(lái)解決［１］ 。由于傳動(dòng)軸本身尺寸較大，在軸外側(cè)增加動(dòng)力吸振器，不僅其尺寸過(guò)大，且易與傳動(dòng)軸周邊零件產(chǎn)生干涉。而傳動(dòng)軸通常為中空軸管，故可將動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)在傳動(dòng)軸內(nèi)部。

基于上述分析，對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器和傳動(dòng)軸內(nèi)置動(dòng)力吸振器參數(shù)進(jìn)行調(diào)試驗(yàn)證，包括扭轉(zhuǎn)減振器頻率f１ 和慣量I、傳動(dòng)軸內(nèi)置動(dòng)力吸振器頻率f２ 和質(zhì)量m。其中，I 和m 主要取決于布置空間和整車重量控制?？紤]到傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)水平超標(biāo)嚴(yán)重，在布置空間許可的情況下，I 盡可能取大值，此處取I ＝０．０６７ ｋｇ· ｍ２ ，其他參數(shù)取值如表３ 所示。



２ ５００ ｒ／ｍｉｎ 車內(nèi)轟鳴聲為傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)導(dǎo)致，應(yīng)通過(guò)扭轉(zhuǎn)減振器解決。如圖６ 所示，增加扭轉(zhuǎn)減振器后，傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)有兩方面變化：（１）峰值明顯降低，從４．７ ｒａｄ／ｓ 降至２．５９ ｒａｄ／ｓ 和１．４７ ｒａｄ／ｓ；（２）扭轉(zhuǎn)振動(dòng)峰值由一個(gè)變?yōu)閮蓚€(gè)，且隨著扭轉(zhuǎn)減振器頻率逐漸靠近扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率，較高頻率的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)峰值降低，而較低頻率的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)峰值升高。應(yīng)確保在降低較高頻率轟鳴聲的同時(shí)，不會(huì)導(dǎo)致較低頻率的轟鳴聲抱怨。增加扭轉(zhuǎn)減振器前后車內(nèi)轟鳴聲對(duì)比如圖７ 所示，２ ５００ ｒ／ｍｉｎ附近車內(nèi)２ 階轟鳴聲降低８ ｄＢ（Ａ）以上。對(duì)比不同頻率扭轉(zhuǎn)減振器在２ ７００ －２ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 階噪聲，５７ Ｈｚ時(shí)比５１．５ Ｈｚ 低約２ ｄＢ（Ａ），且并未導(dǎo)致１ ３００－１ ５００ ｒ／ｍｉｎ的２ 階噪聲增加，故設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器頻率為５７ Ｈｚ，慣量為０．０６７ ｋｇ· ｍ２ 。

傳動(dòng)軸彎曲模態(tài)共振導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲，應(yīng)采用傳動(dòng)軸內(nèi)置動(dòng)力吸振器解決。傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)最大振幅位于其軸線中部位置，故內(nèi)置動(dòng)力吸振器安裝在傳動(dòng)軸中部效果最佳。內(nèi)置動(dòng)力吸振器頻率和質(zhì)量參數(shù)如表３ 所示，在開(kāi)發(fā)車上驗(yàn)證效果如圖８ 所示。采用表３ 內(nèi)的任意動(dòng)力吸振器，車內(nèi)４ １００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 階噪聲和２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 的４ 階噪聲均下降超過(guò)２０ ｄＢ（Ａ），證明動(dòng)力吸振器對(duì)改善傳動(dòng)軸彎曲共振導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲的有效性。另外，車內(nèi)２ 階和４ 階噪聲分別在３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ和１ ５００ －１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 有增加。當(dāng)m＝１ ｋｇ 時(shí)，f２ 從１３０ Ｈｚ 下降至１２１ Ｈｚ，低轉(zhuǎn)速噪聲峰值對(duì)應(yīng)的頻率降低，且２ 階和４ 階噪聲降低５ ｄＢ（Ａ）以上。當(dāng)f２ ＝１２１ Ｈｚ 時(shí)，m 從１ ｋｇ 減小至０．４ ｋｇ，車內(nèi)３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 階噪聲和１ ５００ －１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的４ 階噪聲略有增加。因此，內(nèi)置動(dòng)力吸振器參數(shù)選取為f２ ＝１２１ Ｈｚ，m ＝１k



對(duì)方案５ 進(jìn)行實(shí)車主觀評(píng)估發(fā)現(xiàn)，２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ、２ ５００ ｒ／ｍｉｎ和４ １００ ｒ／ｍｉｎ 的車內(nèi)轟鳴聲改善明顯，主觀評(píng)分達(dá)到８ 分；對(duì)于動(dòng)力吸振器導(dǎo)致的３ ０００ －３ ４００ ｒ／ｍｉｎ 的２ 階噪聲和１ ５００－１ ９００ ｒ／ｍｉｎ 的４ 階噪聲幅值略有增加，主觀評(píng)估并無(wú)轟鳴聲抱怨。



３ 結(jié)語(yǔ)

四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)在乘用車市場(chǎng)的廣泛應(yīng)用使得其導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題亟待解決。本文首先對(duì)四驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲機(jī)理和控制措施進(jìn)行了詳細(xì)闡述和討論。其次，針對(duì)某開(kāi)發(fā)中四驅(qū)車型，對(duì)車內(nèi)轟鳴聲進(jìn)行客觀量化測(cè)試，并分析導(dǎo)致車內(nèi)轟鳴聲的原因：（１）２ ０５０ ｒ／ｍｉｎ 和４ １００ ｒ／ｍｉｎ的轟鳴聲為后傳動(dòng)軸彎曲共振導(dǎo)致；（２）２ ５００ ｒ／ｍｉｎ轟鳴聲為傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)過(guò)大導(dǎo)致。最后，通過(guò)調(diào)試，扭轉(zhuǎn)減振器降低車內(nèi)２ 階噪聲約８ ｄＢ（Ａ），傳動(dòng)軸內(nèi)置動(dòng)力吸振器降低車內(nèi)２ 階和４ 階噪聲２０ ｄＢ（Ａ）以上，實(shí)車主觀評(píng)估改善明顯，達(dá)到可接受水平。