后驱商用车高速座椅抖动控制策略
单位：1.重庆三峡学院 机械工程学院，2.重庆长安新能源汽车科技有限公司）
随着汽车 NVH 水平的不断提高，传统的动力总成噪声振动、风噪、路面噪声振动得到明显改善，顾客逐渐关注一些跟主观感觉密切相关的问题，比如声音品质和乘坐舒适性等问题。座椅振动是汽车 NVH 性能的关重指标，其大小直接影响车辆的乘坐舒适性。引起座椅振动的原因众多，其中由传动轴动不平衡激励引起的座椅振动问题由于影响因素众多，工程当中很难对其进行有效控制。
传递路径分析[1-2] （Transfer Path Analysis,TPA）指通过试验来跟踪由源经过一系列已知结构或空气传播路径传递到指定接收点能量流的分析方法。复杂系统受多种振动噪声源的激励，每种激励都可能通过不同的路径，经过衰减，传递到多个相应点。为有效降低振动噪声，就需要对各种传递路径进行预测和分析，通常采用矢量叠加方法，所以也称为矢量叠加法 。利用 TPA 方法解决汽车噪声振动问题已经趋于成熟且还在不断发展。
总之，传递路径分析法作为解决汽车振动、噪声问题的方法已经越来越成熟，其模型精度也越来越高，但对于整体式驱动桥加钢板弹簧悬架车型的传递路径方法的研究非常少。后驱车整体式后桥将变速器经传动轴传递过来的扭矩传给车轮，从而驱动车辆行驶。整体式后桥通过悬架和减震器与车身相连，传动轴动不平衡激励通过后桥、悬架传至车身，引起车身振动。
本文主要针对由传动轴动不平衡激励引起的抖动问题，分别从激励源和路径方面进行分析，制定有效控制策略。同时利用 TPA 方法对传动轴动不平衡激励问题进行研究，建立 TPA 模型，找出关键传递路径，并制定可实施的优化方案，以减小由传动轴动不平衡激励引起的座椅抖动，从而提高乘坐舒适性。
1 后驱商用车传动轴激励
在发动机前置后驱动的汽车中，传动轴总成起着连接变速器和驱动桥传递动力的作用，其一般由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉等组成。汽车在行驶过程中，传动轴高速旋转，由于其回转轴线与质量中心不重合性，使传动轴本身存在着不平衡质量问题。传动轴在旋转时将产生动不平衡激振力，主要为一阶激振力。偏心质量为 m，偏心距为 e 的一阶动不平衡激励力为
式中，P 为传动轴一阶动不平衡激励力，单位为 N；M=me 为传动轴动不平衡量，单位为 g . mm。
2 TPA 原理
进行传递路径分析时，一般将激励源和目标点划分在两个不同的系统。激励源一侧的结构称为主动侧，目标点一侧的结构称为被动侧，两者在接合处通过某种耦合元件连接起来。被动侧在耦合点处的每一个自由度到目标点均形成一条传递路径。一般情况下只考虑 x、y、z 三个平动自由度而忽略三个旋转自由度。对于某单一激励源，如果已知某一传递路径 i 上的传递函数（频响函数）和耦合激励力，则该路径对目标点噪声的贡献量可表示为
式中，H i(ω) 是传递函数，F i(ω) 是激励力的频谱。在线性系统的假设基础上，总响应可认为是各传递路径贡献量的线性叠加，见下式
在传递路径分析中，首先需要根据不同性质的问题，明确所需分析的耦合点（激励点），接下来就需要估计各耦合激励力和传递函数。
结构传递路径分析的耦合激励力的获取方法主要有直接测量法、动态复刚度法、矩阵求逆法和激励点反演法四种。
综合对比各种方法后，本文采用矩阵求逆法求耦合激励力。对于线性系统，当有激励 F 1 , F 2 ,…,F N 时，存在响应
由系统的运动方程可得到耦合激励力的估计式
3 实例分析
3.1 问题分析
某款后驱车主观驾评时，发现车辆在 100 km/h左右速度行驶时，座椅振动明显，背部发麻，严重影响乘坐舒适性。
根据主观评价进行座椅振动测试，测试结果如图 1 所示。车辆速度在 100 km/h 时，传动轴一阶动不平衡激励频率为 64 Hz，为座椅抖动最大振动处。
3.2 激励源控制
3.2.1 传动轴和后桥法兰盘总体动平衡控制后驱车传动轴跟驱动桥法兰盘通过螺栓紧密连接在一起，如图 2 所示。
车辆行驶时，传动轴、驱动桥法兰盘的动不平衡激励力示意图见图 3，公式分别为
以驱动桥法兰盘端面为平面，以传动轴轴心线与法兰盘面交点为圆心，从左向右为正 X 方向，从下向上为正 Y 方向建立坐标系。设某时刻传动轴动不平衡激励力 P 1 与正 X 轴夹角为 θ，P 1 和 P 2的角度差为 φ，则 P 1 、P 2 合力为
某后驱商用车通过转毂倒拖，φ=π 时传动轴动不平横激励产生的座椅导轨振动比 φ=0 时的减小 24%。振动测试结果如图 5 所示。
3.2.2 传动轴动平衡控制
分别采用不同动平衡的传动轴与后桥法兰盘安装验证，此时要保证两零件的动平衡重点一致（φ=0），即系统动平衡量为两零件动平衡量之和。座椅振动测试结果如图 6 所示。
后桥法兰盘动平衡一定情况下，座椅振动随传动轴动平衡增加而增大（φ=0）。当传动轴动不平衡为 8g 时，座椅振动为 0.19g，此时主观评价可接受。但传动轴生产厂家对平衡量一般控制在15g，无法保证确保传动轴动平衡量控制在 8g 以下。
3.3 传递路径分析
3.3.1 传递路径模型
传动轴动不平衡激励的产生的振动通过法兰盘传递至后驱动桥，驱动桥再将振动传递至钢板弹簧以及减振器。钢板弹簧和减振器一端连接驱动桥，另一端连接车身及座椅导轨，从钢板弹簧和减振器到车身有以下 6 条传递通道：左侧板簧前端主动-左侧板簧前端被动-座椅导轨、左侧减振器主动-左侧减振器被动-座椅导轨、左侧板簧后端主动-左侧板簧后端被动-座椅导轨、右侧板簧前端主动-右侧板簧前端被动-座椅导轨、右侧减振器主动-右侧减振器被动-座椅导轨、右侧板簧后端主动-右侧板簧后端被动-座椅导轨六条关键路径，传动轴动不平衡激励传递路径如图 7 所示。由于左右两侧结构相同，故本文在进行传递路径分析时只对一侧进行研究，因此主要考虑 3 条通道。由于每个激励需考虑 x、y、z 方向３个平动自由度而忽略旋转自由度，则共有 3×3＝9 条传递路径。
式中，V 表示座椅导轨的振动值，H i 是传递函数，F i 是激励力的频谱。
3.3.2 传递路径试验分析
试验分为 2 步，分别在整车半消声室内和整车模态室分进行。
（1）在整车半消声室测量车辆实际运行工况下各参考自由度和目标点座椅振动加速度。试验测试如图 8 所示。试验时将样车置于消声室转毂上，变速器挂空档（样车为手动挡变速器），由转毂拖动车轮后轮转动，分别测试匀速工况下车速60 km/h、70 km/h、80 km/h、90 km/h、100 km/h、110 km/h、120 km/h 以及加速工况 20～120 km/h（转毂加速度 1 km/s）时各参考自由度和目标点座椅的振动加速度。
（2）接下来在整车模态室，拆除各测试点处连接部件，测量各被动端到目标点座椅安装处的振-振传递函数包括自身的振-振传递函数。
3.3.3 关键路径振动传递合成分析
将测得的各传递路径激励力到各参考自由度加速度响应的频响函数和各参考自由度加速度频谱，即可求得各传递路径耦合激励力频谱。将各传递路径耦合激励力频谱及测得的各传递路径到目标点的振-振传递函数，即可得到由左侧后悬架结构传播的座椅振动合成振动，图 9 所示是车速100 km/h 时的座椅导轨 Z 向振动传递路径分析值与实测值对比。
从图 9 可以得出：（1）在 200 Hz 以下，由耦合激励力合成的结果与实测声压在峰值 64 Hz 附近吻合很好（仅考虑左侧后悬架引起的，右侧与之相同）。（2）影响车速 100 km/h 时座椅振动的关键频率为 64 Hz，故下一步重点分析对 64 Hz 贡献量大的路径。
3.3.4 关键路径贡献量分析
利用 LMS 软件 TPA 模块，可以进行传递路径贡献量分析，分析结果如图 10 所示。从上面的传递路径贡献量图中可以判定，64 Hz 时对目标点影响最大的钢板弹簧前接附点 Z 方向。
3.3.5 结构优化及方案验证
对钢板弹簧前吊耳跟车身接附点处和衬套的动刚度进行测试。测试值如表 1 所示。
由表 1 可以看出：板簧前吊耳接附点处 Y、Z向动刚度低，不满足要求（目标值 10 000 N/mm）。导致板簧前吊耳接附点处 Y、Z 向动刚度与衬套刚度比值低，不满足隔振要求（接附点与该处衬套动刚度的比值在 5 倍以上，才能起到良好的隔振效果）。因 Z 向为板簧的主要承力方向，故重点关注 Z 向优化。
针对上述情况，制定优化方案。通过增加板簧前吊耳接附点刚度，降低衬套刚度，改善衬套隔振性能，从而使板簧前吊耳处响应降低。在板簧前吊耳接附点处增加连接支撑板，加强方案如图 11 所示。
如图 12 及图 13 所示，增加连接支撑板后，匀速 100 km/h 座椅振动值（对应频率为 64 Hz）由 0.21g 降低到 0.14g，降低约 33%；加速过程座椅振动最大值（车速为 100 km/h）由 0.34g 降低到0.2g，降低约 40%，改善效果明显向，主观评价座椅振动可接受。
4 结论
通过对后驱商用车传动轴动不平衡激励力的产生原因进行分析，分别从激励源和振动传递路径进行分析。建立传递路径分析模型，找出关键传递路径。对关键传递路径进行优化，制定验证方案，并实车验证，有效解决因传动轴动不平衡激励导致的高速座椅抖动问题。同时得到以下结论：
（1）对传动轴动平衡和后桥法兰盘动平衡进行控制，从而降低整个系统的动平衡量，可以有效改善由传动轴动不平衡激起的座椅振动。
（2）通过对传动轴动不平衡激励力的路径进行传递路径分析，可快速确定对于此问题影响大的传递路径，从而制定有效的优化方案。
（3）对关键路径结构进行优化，后驱商用车高速座椅抖动降低 30%～40%，座椅高速抖动问题改善明显。
来源：汽车NVH云讲堂
