针对市场需求，前置后驱的MPV和中置后驱的高端微面能很好地满足顾客需求。但后驱车型相对前驱车型，传动链长很多，易产生传动系噪声，且振动噪声模型也较前驱车复杂。本文重点分析新车型开发过程中遇到的传动系噪声问题，并给出解决方案以及方案验证效果。

在一款MPV和一款高端微型客车的开发过程中，发现在3挡、4挡全力加速（发动机转速为1000～3000r/min）工况下，传动系转矩波动引起车轮回振，导致整车内噪声出现若干波峰点，整车内噪声无法满足客户需求，4挡时驾驶员耳旁噪声见图1。

同时发现在4挡和5挡、发动机转速1500～2200r/min工况下，明显感到车体有振动，同时有轰鸣声产生，整车内噪声进一步恶化，无法满足客户需求。驾驶员耳旁噪声详见图2。

以上两种噪声均由传动系激振力引起，如不能有效解决，将使得整车内噪声超标，新车型无法上市。因而，传动系噪声问题解决迫在眉睫，以下将对噪声产生机理进行分析，制定方案并对其进行验证分析。

车轮回振噪声分析及解决

车轮回振噪声主要表现为：中低速下车体内产生振动，发出嗡嗡噪声。车轮回振主要是由发动机的输出转矩变化及传动轴的动不平衡力激励后悬架系统产生共振而生（见图3）。在车轮回振时，后桥绕着其桥管轴线偏摆运动，车轮产生回转振动，且该振动通过后悬架系统传递给车体，易激发车体和车身产生共振，发出车内嗡嗡声。通常，解决车轮回振通常有三种方案：

（1）降低后悬架系统的车轮回振刚性，避免车轮回振力传递给车体；

（2）降低主减速器输入端残余不平衡量，减小动不平衡引起的激振力；

（3）在主减速器端部增加质量减振器组件，用于消化吸收车轮回振产生的主减偏摆运动能量，从而大幅削弱车轮回振传递给车体的激发能量。

由于整车后悬架系统的KC特性是关键性能指标，衬套刚性可调空间有限，即后悬架系统的车轮回振刚性降低空间有限，故通常无法通过此方案有效隔断车轮回振传递路径。另外，“降低主减速器输入端残余不平衡量”方案在发现车轮回振问题时，对传动轴残余不平衡进行了严格控制，且要求传动轴安装到后桥主减上时，传动轴端的轻点需与主减连接法兰径向跳动低点对齐装配，但受限于国内主减振器制造水平所限，暂无条件对主减振器输入端的残余不平衡量进行校正，故控制主减振器不平衡量措施的实施空间有限，暂无法通过此方案解决车轮回振问题。为此，我们决定增加质量减振器组件，通过测定车轮回振频率，确定质量减振器组件的固有频率，以便在车轮回振频域内尽可能吸收消化车轮回振能量。图4所示为增加质量减振器的方案。

通过增加质量减振器后，发现车内噪声有大幅改善，由车轮回振引起的嗡嗡噪声基本消除，回振振幅变低，原共振点振幅被拉低，形成2个小波峰，实施效果有效（见图5）。

桥壳弯曲振动噪声分析及解决

桥壳弯曲振动噪声的产生机理是：传动系的激振力与桥壳弯曲模态耦合，导致桥壳产生共振并通过后悬架系统传递给车体，引发车体共振，产生轰鸣声。图5所示为增加质量减振器后驾驶员耳旁噪声变化情况。

通过对车内轰鸣声进行NVH测试及分析，发现MPV车后桥约束模态低，在低转速行驶过程中，转矩波动大时易产生共振，引起车内振动，导致噪声恶化。具体表现为：MPV 4挡和5挡、1500～2200r/min行驶过程中，后排明显感到振动和轰鸣声。发现该问题后，对后桥模态进行了分析，分析发现后桥X方向模态为70Hz，Z方向模态为65Hz，图7为改进前的后桥结构。

根据CAE分析结果，发现改进前桥壳“轴肩到下摆臂支架”之间的桥壳刚度不足，是后桥Z方向模态偏低的主要原因。在提升Z方向模态的同时，需要对后桥后盖部位的X方向弯曲刚度进行进一步提升，以提高后桥X方向模态。因此，我们决定对“桥壳轴肩到下摆臂支架”之间的刚度进行提升，具体提升方案为：增加4块加强板，提高桥壳抗弯截面系数，以提升桥壳刚度和模态（见图8）。

桥壳增加4块加强板后，装车对后桥模态进行了测定，发现后桥X方向模态由70Hz提升到71.5Hz，Z方向模态由65Hz提升到74.5Hz，模态明显提升。将新后桥装车进行NVH评估，发现车内轰鸣声大幅降低，且剩余轰鸣声在很窄的发动机转速范围内才产生，结果证明，改进措施有效。图9所示为改进前后驾驶员耳旁噪声的对比。

小结

通过对后驱车型传动系统振动问题分析，我们建立了传动系统振动模型，并很好地解决噪声振动问题。在本次问题解决过程中，我们进一步了解了传动系统，并制定了新的设计指标，在后续新车型开发中会更全面考虑传动系统的关联性和系统性，以减少设计返工，同时更好、更快地参与项目研发，设计出高质量、客户喜爱的车型。