6.2.1  概要

驱动系统具有多个固有模态，有多个强迫激励源，在很宽的车速范围内有各种各样的噪声问题。当驱动系统的固有模态与悬架模态耦合时，除了发动机的激励外，传动轴和齿轮也是较大的激励源。这些强迫激励的变动周期如果与固有模态的频率接近，就会产生振动和噪声，给车内乘员带来不适。

一般来说，驱动系统振动噪声的强制力，包括发动机转矩变动、活塞及连杆的往复运动产生的惯性力、传动轴的不平衡力、转向节产生的力、齿轮啮合误差产生的齿面间冲击力等。对于由上述激励而产生的驱动系统振动噪声，最近的研究论文进行了相关的分析并提了控制方法。

因发动机转矩变动而产生的问题，有低中速范围内的驱动系统轰鸣声和变速器“嗒嗒”声。对于4缸四冲程发动机来讲，强迫激励是2次旋转成分。轰鸣声的分析，多是使用考虑离合器的非线性特征的多自由度扭转振动模型进行的。作为减振降噪的方法之一，调整离合器的转矩延迟特性来抑制发动机转矩变动的传递是非常有效的。例如，通过设定离合器动作延迟角的滞后期，在低中车速领域成功降低了驱动系统扭转模态产生的轰鸣声。(https://www.daowen.com)

对于发动机旋转2阶转矩变动导致的空档时变速器齿轮“嗒嗒”声，最有效的控制方法是降低变速器侧的激振力，如在飞轮上安装扭转减振器。另外，还可能存在因发动机1阶旋转转矩变动，使输入轴的角速度变化而产生的激振力。这个激振力是因为飞轮和输入轴的旋转中心偏置而由离合器盘上的弹簧复原力变动而产生的。因此，如果能调整偏置距离和弹簧复原力的最大值，就可以实现对“嗒嗒”声的控制。使用包含变速器齿轮的复原力和离合器延迟特性扭转振动模型或者对标实验机进行“嗒嗒”声的预测和分析。另外，这些分析模型和试验装置，还可以用来调查对“嗒嗒”声误差贡献量较高的主要因素。

因传动轴的不平衡而产生的旋转1次强制激振力，会激起驱动系统和后悬架的弯曲振动，从而在低中车速领域内产生驱动系统轰鸣声。有效的降噪方法是减小传动轴的不平衡量。但是，当驱动系统和后悬架的弯曲共振频率与车内声腔共振频率一致时，必须对相关的振动系统的共振模态进行优化调整。此时，通常要使用试验模态模型，了解频率特性和预测所采取方案的效果。

带有万向节的传动轴的输入轴角速度和输出轴角速度是不等的，因此而产生了传动轴旋转2次的转矩变动及轴承处激励。另外，还存在因连接部分阻尼作用而产生的旋转2次、4次轴承激励。因转矩变动与悬架系统耦合而产生的扭转振动和因轴承激励而产生的弯曲振动等，都引起了噪声的发生。为了降低噪声，对每个万向节加以调整（减小万向节角度和减小摩擦）有一定的效果，也可以调整驱动系统的布置方案以使转向节之间的强制力相互抵消，或者采用非等速转向节使旋转2次激励和摩擦产生的旋转2次激励相互抵消等措施来降低噪声的幅度。

主减速器的主动小齿轮和内啮合齿轮的啮合误差所产生的齿面间冲击激励，会引起主减速器噪声。这一点将在下一部分内容中加以详细说明。