摘要

在东南亚及澳大利亚各国，得益于皮卡的空间实用性和越野性能，其市场需求正持续增长。这一趋势推动了新型皮卡平台的研发，进而催生了用于适配多样化驾驶工况的 2 速主动分动箱（ATC）的集成应用。

这款新开发的 2 速 ATC 通过球坡道式致动离合器系统实现扭矩分配。该系统响应变速箱控制单元（TCU）的扭矩指令，通过调节离合器压力，将变速箱的输入扭矩分配至前后桥。为提升越野性能，系统采用行星齿轮组，通过齿轮传动比调节增大传递扭矩，换挡动作则由切换套筒机构完成。

现代威亚为该 2 速 ATC 配备了静音链，但由于在静音链应用方面缺乏积累的经验，公司在噪声、振动与声振粗糙度（NVH）开发过程中面临诸多挑战。随着用户对噪声和振动的敏感度显著提升，NVH 性能已成为 2 速 ATC 研发的关键核心因素。

本文聚焦于降低静音链噪声和振动的技术策略 —— 静音链是 2 速 ATC 系统的主要噪声源。研究旨在明确影响静音链 NVH 性能的关键因素，并探索有效降低噪声和振动水平的潜在改进方案。

关键词：主动分动箱（Active Transfer Case）、四轮驱动（4WD）、噪声 - 振动 - 声振粗糙度（NVH）、静音链（Silent Chain）、随机板比例（Random Plate Ratio）

图1 TK 2-Speed ATC三维建模与布局

引言

现代威亚研发的 2 速 ATC 专为起亚 TASMAN（代号：TK）车型打造。该车型支持四种驾驶模式，因此分动箱内部需集成行星齿轮机构。此外，与此前开发的车型相比，其后桥输出轴与前桥输入轴的偏移量增加了 200 毫米以上，若采用齿轮式设计会导致产品重量远超目标值，因此静音链式 ATC 的研发成为必然选择。然而，由于现代威亚在静音链领域的经验不足，且对其 NVH 特性缺乏深入理解，静音链式 ATC 的研发过程面临诸多困难。

表 1 起亚 TASMAN 的驾驶模式

图2 KIA Tasman的操作模式

在齿轮式 ATC 的研发中，核心关注焦点包括齿轮制造工艺、精加工方式（降低谐波成分）以及传动误差。相比之下，静音链式 ATC 的主要设计要素涵盖链板设计、随机板的比例与排列方式以及链轮齿数。本文将围绕静音链式 ATC 的关键设计因素（包括随机板比例、随机板排列方式及链轮齿数调整），阐述 NVH 性能改进的研发成果。

表 2 齿轮式与链传动式 ATC 的 NVH 关键影响因素对比

图3 齿轮式与链条式之间的不同 NVH 系数

静音链的 NVH 性能开发

1. 测试与评估方法

1.1 测试布局与条件

测试产品按图 4 所示安装在测试台架上进行评估。测试过程中监测油温，仅当测试产品温度处于 70±10℃范围内时进行数据采集，且测试前需经过 10 分钟的磨合运行。与车辆变速箱连接的输入端由台架控制转速，而向前轮分配动力的输出端则由台架控制扭矩。为聚焦静音链的改进效果，测试时离合器完全接合并传递最大扭矩，以消除离合器特性波动的影响，在此工况下由台架实现扭矩控制。测试所用消声室的截止频率不高于 200 赫兹，并采用与外界隔离的浮筑地板设计。

图4 测试布局与测量点

1.2 测试模式

测试过程中保持扭矩稳定，同时进行转速的升速与降速循环。升速阶段施加与驱动扭矩对应的负载，降速阶段则施加与滑行扭矩对应的负载。测试重复次数不少于 2 次，确保数据重复性偏差在 3 分贝以内。转速行驶方向与车辆前进方向一致，测试转速范围对应车辆 40-140 公里 / 小时的行驶速度区间。图 5 为反映上述所有测试条件的扭矩 - 转速 - 时间关系示例图。

图5 测试模式TQ-RPM-TIME曲线图

2. 调整随机板比例对 NVH 改进效果的验证

2.1 首次随机板比例调整的 NVH 改进尝试

如图 6 所示，齿轮式 ATC 满足 NVH 性能标准，而静音链式 ATC 的振动值显著超出标准要求，未能达到 NVH 性能指标。为解决这一问题，方案通过提高随机板比例，以分散指向链条主阶次的能量。

图6 齿轮式ATC与链式ATC振动数据

随机板是指在构成链条的所有链板中，与基准板相比，能减少与链轮接触面积的特殊类型链板，随机板比例即随机板在总链板中所占的百分比。此时，随机板的混合排列方式也是影响 NVH 性能的重要因素，相关内容将在后续章节阐述。

图7 随机板与底板特征

初始设计的静音链随机板比例为 18%，但试验判定该比例不足以实现有效能量分散。因此，额外制作了随机板比例为 25% 和 30% 的静音链，以验证随机板比例改进带来的振动降低效果。

图8 静音链 NVH 测试结果（18%、25%、30%）

根据 NVH 测试结果，尽管随机板比例提高，但整体振动水平并未发生变化。这表明提高随机板比例不会产生额外能量，其作用仅在于能量分散。随机板比例提升带来的 NVH 改进效果显著：振动值从超出标准 19 分贝降至仅超出 8 分贝。然而，在升速工况下，系统仍未达到 NVH 性能标准。为满足该标准，首要策略是将 1360 赫兹的系统模态移出主要工作区间。在韩国典型驾驶场景中，P 轴转速 2500 转 / 分钟以上的区间被定义为主要工作范围，对应车辆行驶速度超过 80 公里 / 小时。若该区间内持续存在共振，将导致驾驶员可感知的振动。

2.2 增加链轮齿数以调整链条啮合频率

图9 链轮设计修改

为缓解这一问题，通过修改链轮几何参数降低临界共振转速：将链轮齿数从 30 齿（30T）增加至 34 齿（34T），导致链轮节圆直径增大 7 毫米。这一改动成功将 1360 赫兹模态的临界转速从 2700 转 / 分钟迁移至 2420 转 / 分钟。

速度变化率计算公式如下：速度变化率齿数

次要改进效果体现在弦线作用导致的速度波动降低：从 0.548% 降至 0.427%，降幅达 0.121 个百分点。

对配备 34 齿链轮的 ATC 进行 NVH 测试，结果证实 1360 赫兹模态的转速迁移达到预期目标 —— 共振峰值从约 2700 转 / 分钟移动至 2400 转 / 分钟。同时，整体振动水平呈现下降趋势，在 2000 转 / 分钟以下转速区间最大降幅为 9 分贝，4000 转 / 分钟以上区间最大降幅达 13 分贝。由于链条与箱体结构未发生变化，这一改进效果部分归因于 34 齿链轮相比 30 齿链轮的速度波动减小。

图10 改进型链轮升程 NVH 测试结果

2.3 随机板比例调整的最终尝试

在完成链轮设计修改后，对不同随机板比例的静音链进行了递进式测试。结果表明，当随机板比例达到 24% 及以上时，系统满足 NVH 性能标准。尽管总体趋势显示随机板比例越高，振动水平越低，但在低速和高速区间观察到相反的变化规律（如图 11所示）：

图11 静音链 NVH 测试结果（含18%、24%、30%、36%、47.4%浓度）

在低速区间，振动水平在随机板比例 24% 时达到最小值，此后随比例进一步提高而上升；在高速区间，振动水平在 24% 比例时出现峰值，随后随比例增加持续下降。这些发现表明，需根据 NVH 性能改进的优先级区间选择最优随机板比例，低速与高速性能之间存在明确的权衡关系。

3. 优化随机板排列以最小化随机阶次3.1 随机板的副作用

在验证随机板比例对 ATC NVH 性能改进效果的实车测试中，发现了一个次要问题：随着随机板比例的提高，出现了新的阶次成分。这一现象源于随机板的特定排列方式 —— 新阶次成分会吸收从主阶次分散的能量，导致自身振动水平升高，且在 13 阶以下的阶次中这一趋势尤为显著。最终，这一问题激发了车辆传动轴的共振频率，产生了 600-650 赫兹范围内的可听噪声。

图12 24%静音链条的车辆测试声学色彩图

3.2 基于蒙特卡洛模拟（MCS）的随机阶次预测

为控制由随机板排列产生的、被称为 “随机阶次” 的新阶次成分，需通过链板排列模式预测其特性，进而找到能最小化随机阶次能量或使其远离噪声敏感区间的排列方案，实现排列优化。

由于链条排列模式的组合数量超过 10¹种，穷举搜索在计算上不可行。因此，本文采用蒙特卡洛模拟（MCS）方法预测随机阶次特性。

基于 “圆桌问题” 对链条的组合结构进行泛化，构建了 MCS 模型。该模型可根据基准板和随机板的数量计算可能的排列模式总数及具体排列方式。MCS 模拟通过四个变量定义的模型进行：链条组合（基准板 = 0，随机板 = 1）、激励力、链轮齿数和链节数。

图13 MCS结果与链式台架试验结果

MCS 模拟结果（图 13 左侧）显示：0% 随机比例链条（单一链条）仅产生 34 阶主阶次；36% 随机比例链条出现 10.1 阶、14.9 阶和 17.2 阶，随机阶次分布均匀；47% 随机比例链条则出现 13.2 阶、16.2 阶和 21.1 阶，随机阶次集中在 10 阶以下。

为验证 MCS 模型的有效性，将随机比例为 36% 和 42% 的链条安装在主动分动箱（ATC）上进行台架测试。图 13 右侧的彩色图谱证实，测试中产生的随机阶次与 MCS 模拟结果一致。

3.3 通过 MCS 确定最优随机板排列

在验证 MCS 模型有效性后，进一步开展最优随机板排列的筛选。图 14 所示为优化搜索结果，横轴代表链条在低频区间（5-15 阶）的负载分布，纵轴代表 15-25 阶区间的负载分布。

图14 MCS结果

MCS 模拟结果表明，当前 24%、36% 和 47% 随机比例链条的随机板排列已具备较高优化程度（数据点越靠近左下 corner 越优）。值得注意的是，24% 随机比例链条的数据点质心相比 36% 和 47% 更接近左下 corner。因此，选择 24% 随机比例链条作为排列优化的基准规格，并通过 MCS 计算其最优排列点。

图15 24%链随机模式MCS结果

24% 随机比例链条的基准排列已属于高度优化配置（排名前 0.05%）：在低阶区间（5-15 阶）的随机阶次负载为 169，高阶区间（15-25 阶）为 89；经 MCS 优化后的新排列，低阶区间负载降至 140，高阶区间降至 80，相比基准排列实现了 11% 的整体改进。

基于该优化排列模式，制作了优化链条并进行试验验证。

3.4 MCS 最优排列随机板链条的测试与验证

NVH 台架测试结果证实了该排列优化方案的有效性：对于实车测试中发现的关键问题随机阶次（8.3 阶、8.7 阶、10 阶、11.3 阶和 11.8 阶），除 11.3 阶外，其余阶次的振动降幅最小为 2 分贝，最大达 12 分贝；同时，34 阶主阶次的振动水平相比基准排列仅小幅上升 1-2 分贝，进一步验证了优化方案的整体有效性。

图16 24%链随机模式MCS结果

至此，通过 MCS 实现随机板排列优化并验证其实际应用性能的工作圆满完成。

结论

本研究针对为起亚 TK 平台开发的静音链式 2 速 ATC 开展了 NVH 性能改进工作。与齿轮式 ATC 不同，静音链设计需对随机板比例、板件排列方式及链轮几何参数等关键参数进行优化。

提高随机板比例有效分散了主阶次能量，使振动水平从超出 NVH 标准 19 分贝降至 8 分贝；将链轮齿数从 30 齿改为 34 齿，使 1360 赫兹共振频率对应的转速从 2700 转 / 分钟迁移至 2420 转 / 分钟，同时速度波动降低 0.121 个百分点，实现了全工作区间的振动降低。链轮修改后，随机板比例≥24% 的链条均满足 NVH 标准，振动降幅达 6 分贝。

然而，更高的随机板比例会引入新的阶次成分，在 600-650 赫兹范围内产生二次振动。为解决这一问题，本文开发了蒙特卡洛模拟（MCS）模型，通过优化随机板排列方式预测并最小化这些随机阶次。MCS 模型成功复现了试验结果，并确定 24% 随机板比例为排列优化的最优比例；经 MCS 优化的板件排列，使随机阶次的负载分布降低了 11%。

台架测试证实，主要随机阶次的振动降幅达 2-12 分贝，同时主阶次水平控制在 1-2 分贝的小幅波动范围内。研究结果验证了基于 MCS 的板件排列优化方法是链传动式 ATC NVH 性能优化的有效框架，不仅能实现可量化的降噪效果，还为未来静音链设计提供了可预测的技术方法。

作者：Jongwoong Park、Kyungmin Cha、Heo Woong、Lee Ki Bok现代威亚研发中心，韩国京畿道仪旺市参考文献

1) Huang, C., “Kinematic Analysis of Chordal Action and Transmission Errors of Silent Chains,” SAE Technical  Paper 2006-01-0619, 2006  

2) Ding, S., Zhang, J., and Liu, W., “Meshing Mechanism and Simulation Analysis of Silent Chain,”  International Journal of Mechanical Sciences, Vol. 233, 2022

3) Yang, J., and Lee, D., “Multibody Dynamics Analysis of a Silent Chain Drive Timing System,” International  Journal of Automotive Technology, Vol. 24, No. 3, 2023, pp. 623–633

4) SmartChain Systems, “A New Timing Chain with No Chordal Action,” Technical White Paper, 2021

       原文标题 : 现代汽车2速主动分动箱（ATC）静音链系统的NVH性能开发