某商用车带挡滑行室内异响问题分析与处理

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摘要：【摘 要】汽车驾驶室内异响是比较常见的NVH问题之一。文章以某商用车带挡滑行时后桥所造成的异响问题为研究对象，阐述了商用车后桥异响的产生机理和控制策略，继而利用整车道路NVH试验、驾驶室声学灵敏度测试(NTF)和阶次分析等手段确定产生异响的主要声源，

　　【摘 要】汽车驾驶室内异响是比较常见的NVH问题之一。文章以某商用车带挡滑行时后桥所造成的异响问题为研究对象，阐述了商用车后桥异响的产生机理和控制策略，继而利用整车道路NVH试验、驾驶室声学灵敏度测试(NTF)和阶次分析等手段确定产生异响的主要声源，并通过声源频率定位和后桥实物拆解分析确定后桥主减齿轮为异响根源，然后提出对后桥主减齿轮齿形进行优化的问题解决方案。最终经实车道路试验验证，所采用的解决方案正确有效。

　　【关键词】异响;齿轮噪声;道路试验;阶次分析

　　近年来，商用车市场持续快速发展。随着人们生活水平的不断提高和客户群体的年轻化，商用车NVH也越来越受到用户关注，如何提高车辆舒适性已成为新的竞争焦点和技术发展方向。对商用车NVH问题的关注已从最初的整车与驾驶室及发动机等主要部件逐渐扩展到传动轴、后桥和轮胎等系统及部件级的NVH研究与控制。

　　本文以某商用车带挡滑行时车内出现的异响问题为例，对汽车后桥齿轮噪声产生的机理和控制方法进行探讨和总结，并利用整车NVH道路试验、驾驶室传递函数测试分析和后桥结构拆解等手段，确定后桥是造成异响的根本原因。从控制激励源输入的角度提出解决方案，有效解决了异响问题，为控制后桥齿轮噪声问题提供了一种可借鉴的工程实用方法。

　　1 齿轮噪声产生机理

　　1.1 驱动桥结构及工作原理

　　某重型牵引车发动机布置形式是前置后驱，驱动桥的基本构造为后桥壳体、主减速器、差速器及半轴等。车辆行驶时，主减速器作为连接传动轴与半轴的纽带，是后桥总成传递动力的主要承担者，主减速器通过准双曲面齿轮实现减速、增矩及传动的功能，其本身齿轮啮合特性决定了主减速器甚至后桥总成的振动噪声水平。

　　1.2 齿轮噪声产生的机理

　　齿轮的动态激励是齿轮产生振动噪声的根本原因，通常齿轮的动态激励包括两个部分：?譹?訛由齿轮自身啮合产生的动态激励，称为内部激励;?譺?訛由齿轮系统外部如发动机激励、传动轴不平衡激励等引起的激励，称为外部激励。

　　本文主要研究齿轮啮合产生的内部激励。齿轮啮合过程具有非常复杂的非线性系统特征，若用一个简化的单自由度振动系统模型模拟齿轮啮合的振动，利用该模型可以推导出齿轮啮合的动力学性能及其内部激励构成，如公式(1)所示。

　　其中，M为啮合线方向上的等效质量，C为啮合阻尼， 为平均啮合静态刚度，x为相对位移， 为平均静态相对位移， 为相对速度， 为相对加速度，△K为啮合动态刚度，△x为啮合动态相对位移，Et为啮合误差，随时间变化。

　　通过公式(1)得知，齿轮啮合系统的内部激励主要由3个部分构成：第一项含有误差系数，为误差激励，是齿轮啮合频率噪声的主要原因;第二项含有时变啮合刚度的可变部分，为刚度激励;第三项为误差和啮合刚度变化同时存在，为啮合冲击激励。

　　齿轮振动噪声是由节线冲击振动引起，齿轮每啮合一次将会出现一次节线冲击，其频率特性主要表现为回转频率、啮合频率、固有频率及其谐波。固有频率由齿轮自身特性决定，齿轮回转频率和齿轮啮合频率可通过公式(2)、公式(3)计算得出：

　　f0=n/60 (2)

　　fn=(n×Z1)/60 (3)

　　其中，n为主动轮转速，单位为r/min;Z1为主动轮齿数。

　　1.3 齿轮噪声的控制策略

　　影响齿轮噪声的因素很多，制定降噪措施主要从减少齿轮系统的动态激励、提高齿轮加工精度及控制安装误差等方面考虑，目前常用的降低齿轮噪声的方法总结如下。

　　(1)优化齿轮参数。模数和齿数对齿轮噪声都有重要影响，设计时应综合考虑。通常，随着模数增大，齿轮的刚度增强，噪声降低;但是随模数增大，啮合重合度会降低，对降低噪声又不利;齿轮齿数越多，重合度越大，越有利于降低噪声。

　　(2)优化齿轮齿形。通过优化齿形，提高齿轮的承载能力和啮合精度，减小齿轮受载变形，使齿轮受力均匀而圆滑地传动，减小齿轮动态激励。

　　(3)提高齿轮加工精度。齿形误差、齿距误差及齿向误差等对齿轮噪声影响很大，减小这些误差是降低齿轮噪声的有效方法。同时，提高齿轮加工精度可以减小齿面粗糙度，降低齿轮噪声。

　　(4)采用阻尼减振降噪材料。阻尼减振降噪是有效控制振动和噪声的方法之一，采用高阻尼材料附着在结构件表面，通过耗散结构振动能量而达到减振降噪目的。

　　2 带挡滑行后桥异响案例分析

　　2.1 问题描述

　　据市场客户反馈，某重型6×4牵引车重载带挡滑行时室内出现严重的“嗡嗡嗡”异响声，其中70 km/h左右车速产生的异响声最严重，影响乘客舒适性。

　　2.2 试验分析

　　为了准确识别造成带挡滑行异响的噪声源，进行整车道路NVH试验和驾驶室传递函数测试(NTF)分析等工作。主要实测数据及分析结果如下。

　　(1)如图1及图2所示，在带挡滑行工况下，驾驶员右耳存在11.5阶噪声峰值，其中在70 km/h(1 120 r/min)车速下噪声最大，峰值频率为215 Hz。异响噪声存在明显阶次，可以判定是汽车旋转部件引起。

　　(2)图3和图4分别为驾驶室车外监控测点和后桥近场测点数据，同样存在明显的11.5阶峰值噪声，峰值频率为215 Hz;同时，从图5与图6所示的驾驶室前、后悬置传递函数(VTF)可知，其在215 Hz附近并无明显峰值，据此判定异响不是由车身钣金共振所引起，而是由汽车旋转部件所导致。

　　(3)主观评价发现车辆分别采用11挡、12挡和空挡滑行时，驾驶员在70 km/h车速均存在明显的异响噪声，频率均为215 Hz，该频率只与车速相关，与发动機转速和变速箱挡位无关，因此可以排除发动机和变速箱的影响。具体数据及分析结果如表1、图7和图8所示。

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