（3）主减速器降噪技术——调整驱动系统结构

2026年01月15日

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在（2）中，对用调整齿轮系的柔度来控制主减速器振动噪声的方法进行了说明，除此以外还有二重防振方法。具体地讲，主减速器壳体通过防振系统安装在副车架上，副车架经过防振系统安装在车身上。

图6-32 车身传递力特性的变化（中间支撑位置）

对于这种情况，具有高频特征的主减速器噪声虽然有明显的降低效果，但在80Hz前后的驱动系统轰鸣声（因主减速器的上下跳动、俯仰、侧倾模态等而引起传动轴的不平衡力而产生）却有恶化现象。为了平衡高、低频噪声的对立关系，各悬置的配置、弹簧刚度等必须要进行调整、优化。以下为与其相关的技术介绍。

1）计算方法。在本节中，主减速器通过3点悬置安装在副车架上。副车架通过4点悬置安装在车身上。主减速器、副车架、车身所组成的二重防振系统，将主减速器（包括悬置）定义为分系统1，除此以外的部分定义为分系统2。系统的振动方程式为

分系统1：

分系统2：

-H₁F₂=X₂ （6.10）

式中，H₁为与分系统2结合点的传递函数；F₁为作用到分系统1上的外力；F₂为在结合点处产生的力；X₁、X₂分别为主减速器重心及结合点的振动幅值；M、C、K分别为质量、阻尼、刚度矩阵。

省略阻尼行列式后，根据式（6.9）和式（6.10），将F₁、F₂消去后可以得到式（6.11）：

（-ω²M+K^∗）X₁=F₁ （6.11）

K^∗=K₁₁-K₁₂（K₂₂+H₁^-1）^-1K₂₁

式（6.11）中的X₁的值可以用下面的方法求得。

不考虑实现的可能性，假定一个与式（6.11）相当的振动系统，则有

-（ω²M_e+K_e^∗）X_1e=F₁ （6.12）

式中，在分析目标频率范围内按照X_1e远小于X₁的原则选定M_e、K_e^∗。例如将在后续的内容中介绍的案例，不变更悬架系统，只对主减速器的重心位置进行调整后，此时的质量矩阵作为M_e。其次，就可以从所选定的M_e、K_e^∗求得与假设振动系统的特性相等的且可以实现的M₀、K₀^∗。即

-ω²M₀+K₀^∗=-ω²M_e+K_e^∗

（6.13）

但是受下式的限制(https://www.daowen.com)

-（ω²M₀+K₀^∗）X_1e=F₁ （6.14）

假定的振动系统和应该求得的振动系统之间的特性方程式之差的准则，与下式最小化相当：

‖-ω²M₀+K₀^∗-A_e‖

一般来说，对于任意的激励频率式（6-14）虽然是不成立的，但是轰鸣声通常处于比较狭窄的范围频率内，因此将ω视为固定值。

设u_i（i=1～n）为设计变量，设Δu_i为从K_e^∗到K₀^∗的设计变量的变化量，则有下述近似式成立：

上式右边的灵敏度可根据分系统2的H₁求得，使用式（6.11）相对于设计变量的单位变化量根据灵敏度的差分求得。虽然式（6.13）的设计变量的数目比式（6.15）限制多，但是仍然可以求得未知数Δu_i。

2）应用案例将上述方法应用于80Hz前后所发生的轰鸣声。初期设计的悬架系统前面1点，后面2点，最终方案为前面2点，后面1点。

a）计算模型：将副车架、车轮、悬架的约14000个节点的有限元模型置换为模态模型，轮胎直接使用试验模态模型。在副车架前端和主减速器壳体前端的响应峰值约为80Hz，因为与传动轴的不平衡所引起的轰鸣声的频率对应，所以对上述响应可以采用轰鸣声级别的评价尺度。

b）M_e、K_e^∗的选择：为了降低主减速器壳体前端的激励点的振动响应，可以不改变主减速器重量、惯性矩，仅将重心位置向主减速器壳体前方移动，组成新的振动系统。此时，K_e^∗与初始设计值K∗相等，M_e经过坐标变换后变为L的矩阵

M_e=L^TML （6.16）

重心位置移动后的悬架系统的计算结果如图6-33⁷⁶）所示。主减速器壳体前端的振动响应有明显降低，这说明M_e、k_e^∗的选择是正确的。

图6-33 差速器前端振动和重心位置

c）计算结果与实际构造：包括式（6-15）中的灵敏度系数的大小、上下、左右方向的弹簧刚度、后悬置间距以及前、后悬置的前后方向位置，共设定了7个设计变量。分两个工况进行计算，工况Ⅰ中将各悬置前后方向位置除去后剩下5个设计变量，工况Ⅱ中将后悬置间距去除后剩下6个设计变量，分别对其进行计算（设计变量的详细内容请参考文献76的表1）。主减速器的重心位置移动量为30mm时，根据工况Ⅰ所求得的各参数，主减速器壳体前端的振动响应如图6-34所示。重心移动后的振动响应和各参数的变更基本上是一致的，因此这个方法的有效性得到了确认。

图6-34 差速器重心移动和等价系统的振动特性

如下所示，根据上述两个工况的计算结果制定了改进方案：

i）减小前悬置刚度和前后悬置间距，pitch模态在主减速器壳体处的节点向主减速器壳体前端移动。

ii）增大后悬置刚度，增加后悬置间距，以抑制roll模态。

根据以上方针并考虑限制条件，来决定各个参数。在本例中，悬置刚度变小后有可能偏离耐久性相关的所允许的范围，利用悬置的负荷-变形特性的非线性，将前悬置由1点改为2点，这样就可以回复到允许范围内。即1处悬置所承受的载荷减半，在提高耐久性的同时还能保证弹簧刚度变低的要求。基于以上分析对悬置的布置进行调整，再次应用本方法降低前悬置的弹簧刚度和增大间距，并考虑主减速器噪声等的限制条件，设定最终参数。改进后的系统配置试验结果如图6-35所示。从图中可知，上述优化方法的效果得到了确认。

图6-35 构造变更的改善效果