【NVH】車輛噪聲與控制引言隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展,人們對(duì)于汽車的舒適性和振動(dòng)噪聲控制的要求越來越嚴(yán)格。據(jù)國外有關(guān)資料表明,城市噪聲的70來源于交通噪聲,而交通噪聲主要是汽車噪聲。它嚴(yán)重地污染著城市環(huán)境,影響著人們的生活、工作和健康。所以噪聲的控制,不僅關(guān)系到乘坐舒適性,而且還關(guān)系到環(huán)境保護(hù)。然而一切噪聲又源于振動(dòng),振動(dòng)能夠引起某些部件的早期疲勞損壞,從而降低汽車的使用壽命過高的噪聲既能損害駕駛員的聽力,還會(huì)使駕駛員迅速疲勞,從而對(duì)汽車行駛安全性構(gòu)成了極大的威脅。所以噪聲控制,也關(guān)系到汽車的耐久性和安全性。因此振動(dòng)、噪聲和舒適性這三者是密切相關(guān)的,既要減小振動(dòng),降低噪聲,又要提高乘坐舒適性,保證產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性,使汽車噪聲控制在標(biāo)準(zhǔn)范圍之內(nèi)。噪聲的種類產(chǎn)生汽車噪聲的主要因素是空氣動(dòng)力、機(jī)械傳動(dòng)、電磁三部分。從結(jié)構(gòu)上可分為發(fā)動(dòng)機(jī)即燃燒噪聲,底盤噪聲即傳動(dòng)系噪聲、各部件的連接配合引起的噪聲,電器設(shè)備噪聲冷卻風(fēng)扇噪聲、汽車發(fā)電機(jī)噪聲,車身噪聲如車身結(jié)構(gòu)、造型及附件的安裝不合理引起的噪聲。其中發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲占汽車噪聲的二分之一以上,包括進(jìn)氣噪聲和本體噪聲如發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng),配氣軸的轉(zhuǎn)動(dòng),進(jìn)、排氣門開關(guān)等引起的噪聲。因此發(fā)動(dòng)機(jī)的減振、降噪成為汽車噪聲控制的關(guān)鍵。此外,汽車輪胎在高速行駛時(shí),也會(huì)引起較大的噪聲。這是由于輪胎在地面流動(dòng)時(shí),位于花紋槽中的空氣被地面擠出與重新吸入過程所引起的泵氣聲,以及輪胎花紋與路面的撞擊聲。噪聲要求歐洲的法規(guī)規(guī)定,從1996年10月起,客車的外部噪聲必須從77降到74,減少了一半噪聲能量,到本世紀(jì)末進(jìn)一步降低到71。日本的法規(guī)規(guī)定,小型汽車在今后十年內(nèi)噪聲標(biāo)準(zhǔn)控制在76以下。國內(nèi)的一些大城市也計(jì)劃在2010年交通干線的噪聲平均值控制在70以內(nèi)。而據(jù)國內(nèi)目前有關(guān)資料表明,國內(nèi)的大客車的噪聲許可值則不得超過82,輕型載貨車為835。由此可見,我國在車輛噪聲控制方面還得狠下工夫。噪聲評(píng)價(jià)噪聲評(píng)價(jià)指標(biāo)主要是指車內(nèi)、外的噪聲值和振動(dòng)適應(yīng)性。評(píng)價(jià)方法可分為主觀評(píng)價(jià)和客觀評(píng)價(jià)。影響汽車噪聲主觀評(píng)價(jià)的主要因素是舒適性、響度和確定性,例如可以利用語義微分法進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)。在客觀評(píng)價(jià)時(shí),可以采用噪聲測(cè)量裝置測(cè)量試驗(yàn)進(jìn)行分析此外模擬技術(shù)中的有限元法和邊界元法也被廣泛應(yīng)用。噪聲的控制根據(jù)噪聲產(chǎn)生和傳播的機(jī)理,可以把噪聲控制技術(shù)分為以下三類一是對(duì)噪聲源的控制,二是對(duì)噪聲傳播途徑的控制,三是對(duì)噪聲接受者的保護(hù)。其中對(duì)噪聲源的控制是最根本、最直接的措施,包括降低噪聲的激振力及降低發(fā)動(dòng)機(jī)部位對(duì)激振力的響應(yīng)等,即改造振源和聲源。但是對(duì)噪聲源難以進(jìn)行控制時(shí),就需要在噪聲的傳播途徑中采取措施,例如吸聲、隔聲、消聲、減振及隔振等措施。汽車的減振降噪水平與整車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、可靠性及強(qiáng)度、剛度、質(zhì)量、制造成本和使用密切相關(guān)。傳動(dòng)系的主要振源有發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一、二次）扭矩變動(dòng)（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速各諧次）發(fā)動(dòng)機(jī)燃?xì)獗l(fā)脈沖（氣缸數(shù)/2）傳動(dòng)軸不平衡（傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速一次）萬向節(jié)不等速（傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速二次）路面不平度根據(jù)不同路面條件以轎車為例，按頻域分類將部分NVH特性情況列于下表。表11傳動(dòng)系統(tǒng)的NVH特性頻率域激振力振動(dòng)形式線性、非線性發(fā)生現(xiàn)象210HZ發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化扭轉(zhuǎn)線性顫動(dòng)（振動(dòng)）210HZ離合器的非線性扭轉(zhuǎn)非線性震顫（振動(dòng)）1020HZ傳動(dòng)軸折彎角扭轉(zhuǎn)（彎曲）非線性起步時(shí)振動(dòng)2050HZ發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化扭轉(zhuǎn)線性振動(dòng)（隆隆聲）2050HZ旋轉(zhuǎn)不平衡彎曲線性振動(dòng)（隆隆聲）5080HZ發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化扭轉(zhuǎn)線性傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)（隆隆聲）5080HZ傳動(dòng)軸折彎角扭轉(zhuǎn)非線性傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)（隆隆聲）100200HZ發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力彎曲線性動(dòng)力總成,傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)（隆隆聲）4002KHZ偏軸傘齒輪/嚙合力彎曲/扭轉(zhuǎn)線性傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)（隆隆聲）發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部的燃燒過程和結(jié)構(gòu)振動(dòng)所產(chǎn)生的噪聲，是通過發(fā)動(dòng)機(jī)外表面以及與發(fā)動(dòng)機(jī)外表面剛性連接的零件的振動(dòng)向大氣輻射的。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)表面噪聲產(chǎn)生的機(jī)理，又可分為燃燒噪聲和機(jī)械噪聲。燃燒噪聲的發(fā)生機(jī)理相當(dāng)復(fù)雜，主要是由于氣缸內(nèi)周期性變化的壓力作用而產(chǎn)生的，與發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒方式和燃燒速度密切相關(guān)。機(jī)械噪聲是發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)各運(yùn)動(dòng)件之間及運(yùn)動(dòng)件與固定件之間作用的周期變化的力所引起的，它與激發(fā)力的大小和發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性等因素有關(guān)。一般說來，在低速時(shí)，燃燒噪聲占主導(dǎo)地位；在高轉(zhuǎn)速時(shí)，由于機(jī)械結(jié)構(gòu)的沖擊振動(dòng)加劇而使機(jī)械噪聲上升到主導(dǎo)地位。車用發(fā)動(dòng)機(jī)的輻射噪聲頻率范圍主要在5003000HZ內(nèi)，而其主要噪聲輻射部件的臨界頻率大致在500800HZ范圍內(nèi)。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的評(píng)價(jià)，除考慮其輻射噪聲聲能量總水平外，還應(yīng)考察以下噪聲特性噪聲級(jí)及其隨發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)的變化關(guān)系，發(fā)動(dòng)機(jī)周圍空間各點(diǎn)噪聲級(jí)數(shù)值的分布狀態(tài)，空間各點(diǎn)的噪聲頻譜以及發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程各階段的瞬時(shí)聲壓級(jí)。通過這些信息，不但可以比較和評(píng)價(jià)發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲的大小，還可以深入研究輻射聲能在頻率上的分布情況，判斷發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)中輻射聲最大的階段，以便分析產(chǎn)生高噪聲的原因，提高噪聲控制措施并比較和評(píng)價(jià)這些措施的有效性和經(jīng)濟(jì)上的合理性。輪胎噪聲的主要產(chǎn)生機(jī)理，按聲源的激勵(lì)性質(zhì)不同，輪胎噪聲主要產(chǎn)生機(jī)理可分三大類（1）氣流生機(jī)理。隨著輪胎的滾動(dòng)，在與路面接觸區(qū)，花紋溝內(nèi)空氣不斷地被吸入與擠出，由此形成“空氣泵”噪聲，這是橫向花紋的一種主要噪聲機(jī)理。此生源為作起伏變化的氣體，屬氣流噪聲。（2）機(jī)械聲機(jī)理。由胎面花紋塊不斷撞擊路面、輪胎結(jié)構(gòu)的不均勻性以及路面的不平性等因素激發(fā)機(jī)械噪聲，是光面胎及縱向花紋的主要噪聲源。（3）濾波放大機(jī)理。輪胎與路面接觸處形成喇叭口幾何體，對(duì)上述噪聲起著濾波放大作用。另外，胎面花紋溝與路面所圍管道內(nèi)的空氣共振以及輪胎花紋塊離開路面處形成的亥姆霍茲共振效應(yīng)主要為袋狀溝的噪聲機(jī)理。除了發(fā)動(dòng)機(jī)和輪胎以外，傳動(dòng)系噪聲來源于變速齒輪嚙合引起的振動(dòng)和傳動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)振動(dòng)。一般采取的措施是一是選用低噪變速器,二是發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱及后橋主減速器等部件與底盤用橡膠墊進(jìn)行柔性連接,從而達(dá)到隔振的目的三是控制轉(zhuǎn)動(dòng)軸的平衡度,降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。3汽車傳動(dòng)系統(tǒng)NVH研究狀況31傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲振動(dòng)研究車輛傳動(dòng)系統(tǒng)彎曲振動(dòng)在很大范圍的頻率內(nèi)對(duì)車輛振動(dòng)和噪聲的產(chǎn)生有重要的影響，在低頻率段內(nèi)的剛體振動(dòng)直接影響車輛的乘坐舒適性，而在高頻率段內(nèi)的彈性振動(dòng)將會(huì)引起車輛的結(jié)構(gòu)共振和聲學(xué)共振。國內(nèi)外對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的彎曲振動(dòng)研究起步較早，在理論和實(shí)驗(yàn)研究方面都取得了相當(dāng)進(jìn)展。一種行之有效的理論建模方法是建立離散的集中質(zhì)量、彈簧及阻尼器組成的動(dòng)力學(xué)模型。這種建模方法及其實(shí)用性已為大量的計(jì)算和試驗(yàn)分析結(jié)果所證實(shí),并且已總結(jié)出了確定模型集中質(zhì)量、彈性和阻尼的一般原則,能有效地用于分析解決車輛動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)問題。後藤進(jìn)15在1965年建立了具有11個(gè)自由度的動(dòng)力傳動(dòng)系的彎曲振動(dòng)力學(xué)模型,并通過試驗(yàn)驗(yàn)證,試驗(yàn)結(jié)果和計(jì)算結(jié)果取得較好一致性。小林明16也建立了動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)多自由度力學(xué)模型,指出系統(tǒng)的彎曲振動(dòng)是由發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)部件往復(fù)慣性力、傳動(dòng)軸的不平衡等引起的,并通過實(shí)驗(yàn)測(cè)定有關(guān)參數(shù)值,計(jì)算系統(tǒng)的固有頻率、振型。隋軍17,18建立包括動(dòng)力總成及傳動(dòng)軸的5個(gè)自由度的彎曲振動(dòng)力學(xué)模型,計(jì)算系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性和響應(yīng),指出動(dòng)力總成的彎曲振動(dòng)是汽車飛輪殼損壞的主要原因。與此同時(shí)，另一種行之有效的試驗(yàn)建模方法隨著日臻完善的試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)有了飛速發(fā)展，在動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性的研究中得到廣泛應(yīng)用。試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析在傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性研究中的應(yīng)用,經(jīng)歷了從單個(gè)總成發(fā)展到多個(gè)總成直至整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系的過程。隋軍18、張建文19對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系動(dòng)力總成進(jìn)行了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析,認(rèn)為動(dòng)力總成的彎曲振動(dòng)是造成汽車離合器殼開裂的主要原因。余齡20利用試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)測(cè)定了包括動(dòng)力總成及傳動(dòng)軸的組合系統(tǒng)的一階彎曲振動(dòng)頻率。張金換21則通過模態(tài)試驗(yàn)分析研究動(dòng)力傳動(dòng)系傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速。孫方寧22,23、俄延華24在整車條件下,對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn),得到整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的模態(tài)參數(shù)。高云凱25在臺(tái)架及整車條件下,對(duì)汽車動(dòng)力總成彎曲振動(dòng)試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析中的非線性特性進(jìn)行研究,結(jié)果表明這一非線性特性僅存在于整車條件下的試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析具有快速、簡便地識(shí)別結(jié)構(gòu)固有特性的特點(diǎn),但其精度主要取決于試驗(yàn)者的經(jīng)驗(yàn)和所使用的測(cè)試儀器及分析程序。模態(tài)綜合法是對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)進(jìn)行分析的有效方法,其基本思想是將傳動(dòng)系分為若干個(gè)子系統(tǒng),在完成對(duì)各子系統(tǒng)的模態(tài)分析后,建立自由模態(tài)的綜合方程,再利用平衡條件和約束條件將自由度簡化,最后獲得一個(gè)自由度大為縮減又保持了系統(tǒng)特性的運(yùn)動(dòng)方程,即組合系統(tǒng)方程。孫方寧22,23將一大型客車動(dòng)力傳動(dòng)系劃分為五個(gè)子系統(tǒng),通過試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析獲得各子系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù),然后利用模態(tài)綜合方法建立整個(gè)系統(tǒng)的理論分析模型,編制計(jì)算程序,對(duì)該大型客車動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的固有振動(dòng)特性進(jìn)行計(jì)算,并在激振試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析,結(jié)果表明理論計(jì)算和試驗(yàn)結(jié)果具有很好的一致性。應(yīng)用模態(tài)綜合方法,只需獲得動(dòng)力傳動(dòng)系各子系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù),就可以通過計(jì)算分析給出整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系的模態(tài)參數(shù),而不必對(duì)整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn),但各子系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)還需通過計(jì)算或模態(tài)試驗(yàn)獲得。在車輛動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的研究中,有限元方法FEM也逐步引起人們的重視,應(yīng)用有限元方法不僅可以獲得較精確的力學(xué)模型和充分的分析信息,便于進(jìn)一步進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)分析,而且能在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和改進(jìn)設(shè)計(jì)階段預(yù)估其振動(dòng)特性,提出改進(jìn)設(shè)計(jì)方案。隋軍17,18應(yīng)用有限元方法建立了飛輪殼及離合器殼的有限元模型,計(jì)算了飛輪殼及離合器殼的等效螺旋彈簧剛度。高云凱25,26建立了一種輕型客車動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)有限元模型,計(jì)算分析了其彎曲振動(dòng)固有頻率和固有振型,并進(jìn)行動(dòng)力總成彎曲振動(dòng)固有頻率對(duì)離合器殼厚度等結(jié)構(gòu)參數(shù)的靈敏度分析,為結(jié)構(gòu)修改提供了依據(jù)。但由于車輛動(dòng)力傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)復(fù)雜,許多邊界條件難以確定,目前有限元分析方法,還僅局限于動(dòng)力傳動(dòng)系的各總成彎曲振動(dòng)分析,建立整個(gè)動(dòng)力傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的有限元分析模型還較困難。傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)研究車輛傳動(dòng)系又是一個(gè)多自由度的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng),當(dāng)來自發(fā)動(dòng)機(jī)、路面以及由于車輪不平衡產(chǎn)生的周期性扭轉(zhuǎn)激勵(lì)的頻率與傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)的固有頻率一致時(shí),便會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振,此時(shí)在動(dòng)力傳動(dòng)系中的某些區(qū)段往往產(chǎn)生很大的共振載荷,甚至在齒輪副、花鍵副間出現(xiàn)敲擊,從而影響車輛動(dòng)力傳動(dòng)系零部件的工作可靠性和產(chǎn)生令人不適的噪聲,同時(shí)還可能引起車身垂向和縱向振動(dòng),影響乘坐的舒適性。因此,建立傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析模型,揭示其扭振特性,尋求降低扭振影響措施,是車輛工程的重要研究課題之一。從20世紀(jì)初，人們開始注意到內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力裝置中實(shí)際存在的扭振問題的時(shí)候起，一直到50年代，是扭振研究的初期階段。在1900年前后，各種斷軸事故的分析報(bào)告及有關(guān)文章逐漸出現(xiàn)，扭振現(xiàn)象引起了關(guān)注和逐漸深入的研究。1916年德國蓋格爾（GEIGER）發(fā)表了用機(jī)械式蓋格爾扭振儀測(cè)量軸系扭振動(dòng)的文章，使扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的研究開始進(jìn)入實(shí)測(cè)和試驗(yàn)階段，并逐步形成計(jì)算分析和處理扭振實(shí)際問題的一套經(jīng)驗(yàn)上的和初步理論上的方法。EJNESTORIDES著的扭振手冊(cè)是對(duì)這一時(shí)期扭振研究成果的相當(dāng)完整的總結(jié)。在這一時(shí)期中，自由扭轉(zhuǎn)振動(dòng)計(jì)算主要使用霍爾茨（HOLZER）表格法或托列者都屬于共振計(jì)算的近似方法，對(duì)非共振區(qū)的振幅、應(yīng)力等的計(jì)算缺乏有效的辦法。從60年代到80年代，是扭振研究全面蓬勃發(fā)展時(shí)期，一方面由于計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展和廣泛應(yīng)用，為扭振研究的全面發(fā)展奠定了物質(zhì)基礎(chǔ)，另一方面由于內(nèi)燃機(jī)不斷向高速高功率強(qiáng)化發(fā)展，汽車結(jié)構(gòu)向輕量化方面發(fā)展，使扭振更劇烈，更易造成斷軸、傳力螺栓失效和嚙合齒輪齒折斷等事故，同時(shí)人們對(duì)汽車的舒適性、可靠性要求不斷提高，有關(guān)注規(guī)對(duì)汽車內(nèi)外噪聲的限制也日益嚴(yán)格，這些因素為扭振研究的全面發(fā)展提供了巨大原動(dòng)力。傳動(dòng)系的扭振特性研究,一般是以理論計(jì)算分析為主,即根據(jù)簡化前后系統(tǒng)的動(dòng)能和勢(shì)能保持不變的原則,將系統(tǒng)簡化為由無彈性的慣性盤和無質(zhì)量的彈性軸組成的當(dāng)量系統(tǒng),建立相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)模型和數(shù)學(xué)模型,測(cè)定系統(tǒng)各零部件的結(jié)構(gòu)參數(shù),計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有特性。所建模型由最初的3個(gè)自由度簡單模型發(fā)展到現(xiàn)在的多個(gè)自由度的更接近實(shí)際系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析模型,考慮的激勵(lì)也由過去的單個(gè)確定性激勵(lì)發(fā)展到現(xiàn)在的多個(gè)確定性激勵(lì)和隨機(jī)性激勵(lì)。進(jìn)行車輛動(dòng)力傳動(dòng)系扭振固有特性和強(qiáng)迫扭振計(jì)算,還必須確定系統(tǒng)振動(dòng)分析模型中的各參數(shù),而阻尼參數(shù)的確定一直是難以解決的問題,原因是目前對(duì)阻尼的機(jī)理尚未研究透徹,阻尼受許多因素的影響,而到目前為止沒有一種公認(rèn)可靠的方法,因此在確定阻尼時(shí)往往先作出某種假設(shè)來簡化或綜合阻尼。在車輛動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)阻尼的研究中,對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的粘性阻尼研究較多,并提出了以發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)來確定發(fā)動(dòng)機(jī)各缸線性外阻尼的經(jīng)驗(yàn)公式,然而動(dòng)力傳動(dòng)系其他部件總成阻尼系數(shù)的確定更為困難,絕大多數(shù)的阻尼研究僅僅停留在理論探討以及對(duì)模態(tài)坐標(biāo)下阻尼比的識(shí)別,而物理坐標(biāo)下的阻尼系數(shù)往往是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來選取,這給動(dòng)力傳動(dòng)系扭振固有特性和強(qiáng)迫扭振計(jì)算帶來一定的局限性和不確定性。目前車輛動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性的理論計(jì)算分析方法已較為成熟,所建模型具有較高的精度,所采用的計(jì)算程序快捷高效,基本能夠分析、解決車輛動(dòng)力傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問題,如果能在模型的阻尼系數(shù)等參數(shù)的確定方面有新的突破,該理論計(jì)算分析法將得到更為廣泛的應(yīng)用。近年來,伴隨測(cè)試技術(shù)和數(shù)據(jù)處理技術(shù)的迅速發(fā)展,一些學(xué)者也在嘗試將試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和模態(tài)綜合技術(shù)應(yīng)用于車輛傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的研究，使得對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的試驗(yàn)研究也取得明顯進(jìn)展2731。張準(zhǔn)29、彭玉鶯30探討將試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析用于軸的扭振特性研究,并對(duì)內(nèi)燃機(jī)曲軸飛輪系統(tǒng)扭振進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析,建立了系統(tǒng)的模態(tài)模型,研究結(jié)果表明將試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析用于軸的扭振特性研究是可行的,但由于試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析所需的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)的產(chǎn)生和響應(yīng)信號(hào)的采集較困難,所以試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)在軸的扭振特性研究中并未得到廣泛應(yīng)用。車輛傳動(dòng)系各總成的聯(lián)結(jié)形式十分復(fù)雜,其邊界條件難以確定,故試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和模態(tài)綜合技術(shù)在動(dòng)力傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)研究的運(yùn)用,還沒取得實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展。傳動(dòng)系扭振特性的試驗(yàn)研究,目前主要采用路試法和轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)法。傳動(dòng)系扭振特性研究的路試法27,是利用負(fù)荷拖車或使車輛在坡道上掛上某檔緩慢加速到該檔的最高車速,通過處理所記錄的動(dòng)力傳動(dòng)系特定軸段的扭矩信號(hào),利用共振原理,來識(shí)別動(dòng)力傳動(dòng)系在該檔的扭轉(zhuǎn)固有頻率。路試法雖可在真實(shí)使用條件下測(cè)定動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振特性,但如無負(fù)荷拖車,則因發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷較小,激振力矩較弱,動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振響應(yīng)微弱,不易分析出明顯的共振工況。傳動(dòng)系扭振特性研究的轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)法31,是在轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)上做動(dòng)力傳動(dòng)系扭振特性試驗(yàn),由于加減負(fù)荷等試驗(yàn)條件容易控制,因此可方便地測(cè)定不同檔位、各種轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)不同強(qiáng)度的穩(wěn)態(tài)響應(yīng),較為精確地識(shí)別出系統(tǒng)的固有頻率。轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)法的缺點(diǎn)是當(dāng)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)的固有頻率在動(dòng)力傳動(dòng)系一階固有頻率附近時(shí),會(huì)擴(kuò)大低頻區(qū)的激振頻率范圍,不利于研究車輪不平衡對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系扭振的影響傳動(dòng)系彎振動(dòng)扭耦合研究所謂車輛傳動(dòng)系彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)耦合,是指其彎曲振動(dòng)系的彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)之間的相互影響。車輛傳動(dòng)系的彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)不僅有各自的固有振動(dòng)特性,而且存在振動(dòng)耦合現(xiàn)象,隨著動(dòng)力傳動(dòng)系振動(dòng)特性研究的進(jìn)一步深入,動(dòng)力傳動(dòng)系的彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)耦合對(duì)其振動(dòng)特性的影響,已開始為人所關(guān)注,成為又一個(gè)研究發(fā)展方向。車輛傳動(dòng)系彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)耦合