第2期26客车技术与研究
BUS & COACH TECHNOLOGY AND RESEARCH No. 2 2021
林银聚
(厦门金龙联合汽车工业有限公司，福建厦门361023)
摘 要：分析某后置发动机客车车内轰鸣声产生的原因，并通过改变传动系统的转动惯量，较好地解 决此问题。
关键词：客车；后置发动机；传动系统；车内轰鸣声；转动惯量中图分类号：U464； U463. 2
文献标志码：B 文章编号：1006-3331(2021)02-0026-03
Reason and Improvement of Interior Boom in a Coach with Rear-mounted Engine
LIN Yinju
(Xiamen King Long United Automotive Industry Co., Ltd., Xiamen 361023, China)
Abstract : This paper analyzes the cause of interior boom in a coach with rear-mounted engine , and prefera-
bley solves this problem by changing the rotary inertia of the transmission system.
Key words : coach ； rear-mounted engine ； transmission system ； interior boom ； rotary inertia
随着客车发动机功率的不断提咼和车辆结构的
轻量化设计，动力传动系统的扭振问题越来越突出,
向车轮传递过程中，会激发动力传动系统的扭转模
的频率一致或接近时，便会使传动系统产生强烈而规 律的扭转共振，激励被大幅放大，传递到车身，
引起车
内轰鸣声。在国内商用车领域，对这一问题的研究尚
处于起步阶段，且多采用通过对测试数据的阶次分 析、模态分析、传递路径分析等方法，确定噪声的振动
来源及峰值产生原因［1-5］。本文也采用这一方法对
某后置发动机旅游客车开发中遇到的车内轰鸣声问
题进行研究，为类似问题的解决提供参考。
1问题描述
某9 m 后置发动机旅游客车，配置直列6缸柴油 发动机，6挡手动变速器。在4挡全油门加速过程
中，发动机转速1 400〜1 500 r/min 之间，车内出现
较明显的车身抖动和轰鸣现象，主观评价车内后排噪 声较大，并有明显压耳感。采用LMS Test. Lab 多通
道测试系统对车内噪声进行客观数据采集。为便于
分析，截取4挡全油门加速行驶过程车内后排噪声声 压级曲线，如图1所示。由图可知，发动机转速达到
1 45
2 r/min 时，车内后排噪声出现峰值，达到81.22 dB(A)，客观数据与主观评价相符。通过FFT 转换, 得到其噪声频谱图［6-7］，如图2所示，发动机转速
1 450 r/min 左右时，车内轰鸣声能量贡献主要来自3
阶激励频率72 Hz 。
.44
2451900.00 发动机转速/(r ・ min") 2 294.64
图1车内后排噪声声压级曲线
图2车内后排噪声频谱图
作者简介：林银聚(1982—)，男，硕士；高级工程师；主要从事客车基础技术与性能研究以及客车产品系统化管理的工作
。
第2期林银聚：某后置发动机客车车内轰鸣声原因及改进27
2原因分析
车内轰鸣声多为结构噪声，其控制方法大多是从噪声的激励源和传递路径上进行处理［8_9］。
2.1激励源分析
根据经验，动力传动系统扭振对后置发动机车辆车内振动噪声存在较大影响［10］，初步对传动系统扭振进行测试。测试全油门加速过程中变速器一轴在各挡位下的扭转振动数据，其中扭振幅值最大的4挡一轴扭振频谱和扭转角速度曲线如图3和图4所示。由图3可以看出,4挡的传动系统扭转模态频率为
72 Hz，与发动机的三阶模态频率相同。分析图4，在发动机转速1450r/min附近出现角速度波动峰值，最大扭振角速度达到6.1rad/s。而且图4变化趋势与图1变化趋势较一致，均在发动机转速1450r/min 附近达到最大值，有明显的强相关，因此，判断全油门加速过程中在发动机转速1450r/min附近，车内出现的低频轰鸣声主要激励源是：发动机三阶激励频率72Hz与4挡状态下的动力传动系统扭转模态产生耦合共振所致。
1920.35M0.90
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图34挡变速器一轴扭振频谱
610r/hr
■F—Order3.00一轴转速2
0.00
1450|
500.00转速/(r'min-1)2400.00
图4变速器一轴扭转角速度曲线
2.2传递路径分析
根据上述分析，车内轰鸣声主要为低频结构振动所致，所以不分析空气传递路径。针对本文问题，主要结构传递路径有：①动力总成一悬置一车架一车身一车内声腔；②动力总成一传动轴一驱动桥一悬架一车架一车内声腔。
分别对车架、驱动桥壳等主要结构传递路径的关键点振动进行响应测试分析。根据测试结果，驱动桥
壳以Y向振动最大，在发动机转速达到1450r/min 左右时，在72Hz附近出现峰值，达到2.45m/s2，其 频谱如图5所示。车架以X向振动最大，在发动机转速达到1450r/min左右时，在72Hz附近出现峰值，达到0.9m/s2，其频谱如图6所示。对比图2、图5、图6可以看出，驱动桥壳和车架振动频谱与车内噪声谱的趋势一致，因此，可判断动力传动系统较大的交变扭矩通过后桥主减啮合力反作用在主减输入轴轴承上，引起驱动桥壳Y向振动加剧，再经过悬架传递到车架，而后引起车内轰鸣声。即上述②为引起全油门加速过程中车内轰鸣声的主要传递路径。
2400.00
500.00
2.8€
•
旦
0.0
22.65频率/Hz197.46
图5驱动桥壳Y向振动频谱
2400.00 1.1
图6车架X向振动频谱
2.3声腔模态分析
通过试验模态分析，可获得车内声腔模态。前四阶声腔模态表现为前后伸缩特征，频率分别为17.93 Hz.37.76Hz.57.23Hz.67.40Hz；第五阶声腔模态表现为前后伸缩、纵向和横向交错的特征，频率为74.20Hz，与发动机的激励频率耦合。
综上得知，来自发动机3阶的激励频率72Hz，与动力传动系统扭转模态耦合共振，通过动力总成一传动轴一驱动桥一悬架一车架路径传递至车内，再与74.20Hz声腔模态产生耦合引起车内轰鸣声。
3改善措施及验证
3.1改善措施
将整车看作一个振动系统，驱动桥主减输入轴扭
28客车技术与研究2021年4月
转交变扭矩为其激振力，减小该交变扭矩，可改善车内轰鸣声。再从传递路径分析，可采取以下改善措施:①调整离合器刚度和阻尼，衰减发动机向变速器输入轴扭振的传播;②调整传动系统的转动惯量、扭转刚度等，以改变系统的固有频率，使共振转速避开工作转速或常用工作转速范围⑷。
由于减小发动机激励和调整离合器减振刚度需要对零部件结构进行调整，周期太长，不确定因素多，对已定型的车辆来说极难实现。所以，本次采用上述较为简单的措施②避开耦合共振频率［||-|2］。其优点是周期短、成本低。
考虑空间结构，最终确定方案：在变速器输出端或驱动桥输入端增加一个惯量法兰。首先临时在变速器输出法兰外径套装不同质量的圆盘，结合整车试验及主观评价，最终加装质量为1.85kg的圆盘(对应转动惯量为0.25kg-m2)，主观评价车内后排噪声在各挡全油门加速时最低。由于套装圆盘可靠性差，时间长有脱落和断裂风险，所以最后利用UG软件设计一款质量为1.85kg、转动惯量为0.25kg-m2的法兰，安装在变速器输出法兰与传动轴输入法兰之间，随传动轴一起转动。
3.2方案验证
装好惯量法兰后，再测试全油门加速过程中变速器各挡传动系统的扭振和车内噪声情况：1、2、3、5、6挡一轴扭振均无明显峰值;4挡变速器一轴扭振峰值出现在50Hz，避开了耦合共振频率；72Hz处扭振角速度降至0.24rad/s；车内低频轰鸣声现象主观感受基本消失。在发动机1450r/min处车内后排噪声为74.09dB(A)，相对原状态降低了7.18dB(A)，改善效果显著。
4结束语
本文基于“激励源一传递路径一响应”的思路，分析车内轰鸣声产生原因，最终通过增大传动系统转动惯量的方法，将4挡状态下的动力传动系统扭转模态降低22Hz，有效避开耦合共振频率，车内后排噪声显著降低，主观评价良好。
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收稿日期：2020-12-07
(上接第25页)
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收稿日期：2020-02-27
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