四驱车低速加速轰鸣问题分析与优化

吕运川，郭德亮，朱建，张东，刘超

（众泰汽车工程研究院，浙江 杭州 310000）

前言

近年来随着SUV 市场快速发展，四驱SUV 车型受顾客青睐程度愈来愈高。低速轰鸣声是四驱车NVH 性能开发过程中一种典型常见的噪声问题，其严重程度直接影响乘客驾乘舒适性和购买意愿。四驱车轰鸣声产生机理和传递路径比较复杂，常见解决方案是传动系统匹配双质量飞轮增加扭转减震器或动力吸振器，进行悬置、进排气系统匹配，底盘系统增加动力吸振器以及车身结构件加强增加质量块等。文献[1]研究在前传动轴采用伸缩型等速节将车内轰鸣降低5.1dB (A)。文献[2]研究通过优化离合器扭转刚度和传动轴直径，降低由动力传动系统扭振引起的车内轰鸣2.0dB(A)。文献[3]分析在后桥上设计匹配动力吸振器有效降低2 阶轰鸣5.0dB (A)。

本文针对某四驱SUV 低转速加速轰鸣，综合运用转速波动测试、CAE 分析以及整车模态匹配找出问题根源，在副车上设计动力吸振器、在前顶棚横梁匹配质量块进而解决了车内轰鸣。并提出了一种TCU(Transmission Control Unit)变速箱控制单元换挡策略标定方法可用于快速有效解决车内轰鸣。

1 问题提出

问题车辆在4 档加速时1400rpm 和1700rpm 左右存在明显轰鸣声，压耳感较强烈，5 档以上档位越高越严重，客户主观评价引起极大抱怨。

2 试验结果分析与噪声源确定

2.1 道路摸底测试

采集四挡全油门加速车内噪声2 阶曲线，如图1 所示，在1400rpm 和1700rpm 左右前排2 阶噪声分别超出目标值7.0dB(A)和5.0dB(A)，主观评价车内轰鸣声严重，压耳感强烈，引起乘员极大抱怨。1400rpm 和1700rpm 对应发动机2阶激励频率分别为46.7Hz、56.7Hz。

图1 四档加速驾驶员右耳2 阶声压级曲线

2.2 噪声源确定

调校样车初期阶段对整车进行了大量的子系统模态测试。第一步从整车模态匹配表中查找与问题频率相近或吻合的系统模态频率值，见表1。

从表1 分析，传动系存在39.4Hz、42.9Hz 和58.8Hz 模态，副车架存在44.7Hz 绕整车Y 轴旋转模态。初步怀疑1400rpm 轰鸣是传动系扭振或发动机2 阶激励通过后传动轴传递至RDU(后桥差速器单元)及后副车架，将后副车44.7Hz Ryy 刚体模态激发出来，与49Hz 一阶纵向声腔模态和前门外板43.9Hz 模态耦合形成。1700rpm 轰鸣是发动机2 阶激励将顶棚前横梁二阶模态53Hz 激发出来与车内声腔模态49Hz耦合形成轰鸣。

表1 系统模态表

2.2.1 传动系转速波动测试

汽车动力传动系统是一个复杂的多自由度扭转振动系统，当外界激励的频率与动力传动系统扭振系统的频率一致时就发生了扭转共振，此时振幅急剧增大，传动轴工作在非正常状态，从而引起车内噪声与振动[4-5]。

为了确定传动系统是否存在扭振对四驱系统进行转速波动测试，本SUV 四驱传动系统见图2。在分动器与后传动轴弹性联轴器连接处（取名Front）以及后传动轴等速节与RDU连接处（取名Rear）布置光电传感器试验测试样车转速波动情况，布点见图3。

图2 四驱传动系示意图

图3 光电传感器布置图

图4 2 阶转速波动测试结果

在对转速波动测试时，同步监测了后副车架和RDU 的本体振动，见图5 和图6。

图5 RDU 本体2 阶振动

图6 后副车架本体2 阶振动

从图4 至图6 数据分析可知，传动系在1400rpm 存在转速波动峰值，且后副车架在1400rpm 存在振动峰值，表明1400rpm 振动峰值有可能是传动系统扭振引起。由于Front 端的波动峰值大于Rear 端，为了进一步断定是否由传动系统扭振引起后副车架振动峰值。在Front 端匹配47Hz 扭转减振器验证车内噪声峰值和RDU、后副车架振动峰值是否有降低。

图7 扭转减震器示意图

Front 端增加47Hz 扭转减震器后，见图7。结果图8 至图10 车内1400rpm 和1700rpm 峰值无改善，RDU 和后副车架本体振动亦无明显改善。由此可判断车内轰鸣不是传动系扭振引起。

图8 扭转减震器车内2 阶噪声验证效果

图9 RDU 本体2 阶振动对比

图10 后副车架本体2 阶振动对比

2.2.2 后副车架增加吸振器验证

通过传动系统的转速波动测试分析，得出车内轰鸣不是传动系扭振引起。从子系统模态表中知后副车架模态存在44.7Hz Ryy 的刚体模态，见图11。且路试试验测试后副车架本体振动上存在1400rpm 峰值，故从后副车架这条传递路径上增加45Hz、质量3.5Kg Damper 验证轰鸣是否由副车架共振引起。后副车架Damper 示意图及声腔模态CAE 分析结果见图12。

图11 后副车架Ryy 模态

图12 后副车架Damper 及一阶纵向声腔模态示意图

从图13 和图14 测试结果看，副车架增加45Hz Damper后1400rpm 峰值降低5.9dB(A)。主观评价轰鸣改善明显。副车架本体在1400rpm 峰值由0.4g 降至0.2g。前门外板存在43.9Hz 模态，在门外板增加质量块验证车内噪声无变化。因此可确定1400rpm 轰鸣是发动机2 阶激励通过后传动轴传递至RDU 及后副车架，将后副车架44.7Hz Ryy 刚体模态激发出来，与车内49Hz 一阶纵向声腔模态耦合形成。

图13 后副车架增加Damper 车内2 阶噪声对比结果

图14 加Damper 后副车架本体2 阶振动对比结果

2.2.3 CAE 模态和传函分析

为了验证1700rpm 轰鸣是否由发动机2 阶激励将顶棚前横梁二阶模态53Hz 激发出来与车内声腔模态49Hz 耦合形成。通过在顶棚前横梁增加3.0Kg 质量块进行BIW（白车身）模态分析，通过分析结果判断顶棚前横梁模态频率是否发生偏移。同时选取动力总成后悬置安装点作为激励力输入点，选取顶棚前横梁中点作为响应输出点进行VTF 和NTF 传递函数分析，选取点见图15。图16 模态分析结果模态频率由53.2Hz 降低至37.4Hz 并且避频15.8Hz。图17 VTF 分析结果50Hz～60Hz 范围振动响应下降0.033mm/s，图18 NTF 分析结果50Hz～60Hz 范围车内噪声下降7dB。

图15 白车身激励（左）与响应点（右）示意图

图16 顶棚前横梁模态分析结果

图17 VTF 分析结果对比

图18 NTF 分析结果对比

图19 前顶棚加3.0Kg 质量块示意图

图20 前顶棚加3.0Kg 质量块验证结果图

下一步通过在顶棚前横梁增加质量块进行道路试验验证，质量块位置示意图见图19。试验是在后副车架加Damper的基础上进行，如图20，1700rpm 附近2 阶峰值降低5.2dB(A)在目标值曲线以下。

2.2.4 TCU 换挡策略标定优化

主观评价轰鸣声时发现发动机低转速区间，特别是缓油门加速油门开度不大的工况下，变速箱换挡不积极、发动机转速上升缓慢整车提速响应滞后，导致在高档位如5 至8 档1300rpm 至1800rpm 区间轰鸣时效长并伴随强烈的压耳感。由此可知整车TCU 标定对轰鸣声是有一定影响。因此我们对加速工况降档转速进行调整，主要是调整变速箱输出端转速变化，其转速调整详见表2 不同档位TCU 降档策略标定表。在油门开度不变的情况下把变速箱输出转速往上提升200rpm～300rpm，如DS43 表示档位从4 档降到3 档，645rpm代表变速箱输出端的转速，油门开度3.1%时，转速调高到845rpm 表示TCU 会将换挡转速645rpm 调高到845rpm 执行4 档降至3 档的指令，DS54、DS65、DS76、DS87 同理。

图21 6 档TCU 标定验证车内噪声Colormap 图

表2 不同档位TCU 降档策略标定表

试验数据采集的是D6 档20%油门开度缓加速数据，从图21 可看出TCU 标定后0s～5s 车内2 阶能量降低明显，车内声压级总级降低6.2dB(A)，见图22，其中0s～5s 缓加速对应的发动机转速是1250rpm～1600rpm，见图23。原状态Base 深灰虚线，缓油门加速时发动机转速是缓慢上升变速箱未出现换挡，浅灰虚线是TCU 标定后的曲线，加速0.5s 左右发动机转速由1300rpm 上升至1700rpm，这说明TCU 已经执行换挡指令档位由D6 切换至D5 档，紧接着浅灰虚线转速上升至1900rpm 左右降至1600rpm 档位由D5 切换至D6，之后发动机转速同Base 深灰虚线趋势一样逐渐爬升。整个过程通过 TCU 降档提升发动机转速快速划过轰鸣转速点1400rpm，避免了高档位轰鸣声出现。

图22 6 档TCU 标定车内声压总级曲线图

图23 6 档TCU 标定前后发动机转速及车速变化表

3 改进措施及效果

根据以上分析结果，综合考虑TCU 标定优化需对整车动力经济性、油耗、换挡等性能重新进行标定，标定开发周期4 个月，不满足项目上市时间节点，此方案仅作为备用方案，最终解决方案是在副车技设计质量3.0kg 频率45Hz 的动力吸振器，并在前顶棚匹配3.0kg 的质量块，见图24。

图24 最终解决方案示意图

最终方案验证在新装的试验车上进行，最终优化结果1400rpm2 阶峰值改善4.2dB（A），1700rpm2 阶峰值降低 6.8dB(A)，主观评价轰鸣声改善明显，压耳感消失。

图25 优化效果

4 结论

本文对某四驱SUV 低速加速1400rpm 和1700rpm2 阶轰鸣，综合运用转速波动测试、CAE 模态和传递函数分析结合整车模态测试匹配表锁定问题噪声源，最终得出以下结论：

（1）1400rpm 轰鸣是发动机2 阶激励通过后传动轴传递至RDU 及后副车架，将后副车架44.7Hz Ryy 刚体模态激发出来，与49Hz 一阶纵向声腔模态耦合形成。通过在副车技设计动力吸振器可将此轰鸣降低4.2 dB(A)。

（2）1700rpm 轰鸣是发动机2 阶激励将顶棚前横梁二阶模态53Hz 激发出来与车内声腔模态49Hz 耦合形成。在前顶棚横梁匹配3.0kg 质量块可将此轰鸣降低6.8dB(A)。

（3）另外，本文还提出了一种TCU 换挡策略标定方法可用于快速有效解决1400rpm 轰鸣，轰鸣峰值降低6.2 dB(A)，为解决整车低速轰鸣提供了一种新颖的指导思路。