動力吸振器在改善車內轟鳴聲中的應用與研究

陳 林，匡 芳，周副權，嚴 輝，王 成

（1.襄陽達安汽車檢測中心有限公司，湖北 襄陽 441004；2.東風汽車公司技術中心，湖北 武漢 430058）

隨著汽車工業的發展，汽車舒適性越來越受到人們的關心，其噪聲振動問題日益成為消費者購買汽車時所考慮的因素之一。車內轟鳴聲具有壓迫人耳的特點，極易引起駕駛員和乘客的抱怨，因此，若車型開發過程中出現轟鳴聲問題，必須予以解決。

在車型開發前期，可以通過修改結構、材料等措施來解決噪聲問題。但是，如果車型處于開發后期，仍采用上述方法不僅會增大開發成本，還會延長開發周期，此時，動力吸振器無疑是一個很好的選擇。動力吸振器具有結構簡單、質量小、占用空間小、能有效抑制問題頻率附近振動的特點，已被廣泛應用于解決汽車振動噪聲問題。McKillip等［1］在汽車轉向盤上加裝了動力吸振器，并通過試驗驗證了該方案有良好的減振效果。郭志軍［2］在某輕型客車的動力總成部件上安裝動力吸振器，很好地抑制了其在垂直方向上的振動。龍巖等［3］設計了一款動力吸振器安裝在某皮卡車的懸置上，改善了發動機激勵的傳遞特性。譙萬成等［4］在后懸置支撐梁上安裝動力吸振器，明顯改善了車內轟鳴聲問題。

汽車開發過程中，斷開路徑法和加質量塊方法經常被用于傳遞路徑鑒別。斷開路徑法是最簡單快速的傳遞路徑鑒別方法，但是，若該路徑無法斷開進行試驗，該方法將無用武之地。對于傳遞路徑上的共振問題，通過模態試驗共振部件相對容易發現，工程上一般通過在共振部件上加質量塊的方法避開共振頻率，減小部件響應，來驗證問題是否與該部件有關；而對于傳遞路徑上部件不存在共振現象這種情況，加質量塊難以有效減小部件響應，該方法也無法運用。

本文運用動力吸振器，成功解決了某乘用車車內轟鳴聲問題。同時，針對傳統傳遞路徑查找方法的不足，總結出一種新的傳遞路徑鑒別方法。

1 車內噪聲分析

1.1 問題描述

某款自主品牌車在3擋全油門工況下，主觀評價認為樣車（4缸發動機）在轉速3600 r/min附近車內前排轟鳴聲比較明顯，4800 r/min附近轟鳴聲尤為突出。為進一步確認問題點，對該樣車進行了道路行駛測量試驗，結果如圖1所示。

試驗結果表明：發動機轉速在3600 r/min附近，駕駛員右耳處噪聲OA值達74dB（A），噪聲2階達86.9dB；4800 r/min左右時，駕駛員右耳處噪聲OA值達78.7dB（A），其主要貢獻為發動機2階噪聲，達91dB，對應頻率160 Hz。客觀測量與主觀評價結果一致，轟鳴聲不能滿足設定目標，需改善優化。

1.2 原因查找

圖1 駕駛員右耳處噪聲測量值

根據激勵源-傳遞路徑-響應的分析思路，激勵源為發動機2階激勵，主要傳遞路徑可能為發動機懸置、傳動軸、排氣管吊耳，響應發聲部件為車身某板件。針對以上轟鳴聲問題，對主要傳遞路徑上的測點進行了振動加速度測量，試驗結果如圖2所示。

圖2 抗扭拉桿車身側測點振動圖

從圖2中可以看出發動機抗扭拉桿車身側振動在3 600 r/min、4800 r/min附近出現與車內轟鳴聲相對應的峰值。鑒于以上結果，推斷造成轟鳴聲的原因有以下可能：①抗扭拉桿在3600 r/min（2階對應頻率120 Hz）、4800 r/min（2階對應頻率160 Hz）附近隔振率較差，該頻率附近的振動未能得到有效衰減；②抗扭拉桿存在120 Hz、160 Hz的固有頻率而發生共振，將振動放大而傳至車身。

通過對抗扭拉桿進行隔振率和固有頻率分析，進一步鎖定導致該車車內轟鳴聲問題的原因為抗扭拉桿共振，將振動放大并傳遞至車身，抗扭拉桿Z方向固有頻率分析結果如圖3所示。

綜上所述，解決該車內轟鳴聲的最佳方案是提高抗扭拉桿的固有頻率。然而，鑒于該車型已處于開發后期，受開發周期及開發成本所限，首先考慮采用動力吸振器方案來解決該車型的轟鳴聲問題。

2 動力吸振器理論及其參數匹配

2.1 動力吸振器理論

圖3 抗扭拉桿Z方向固有頻率

動力吸振器的基本原理是：在振動物體上附加質量彈簧共振系統，使附加系統產生一個與主系統相位差180°的振動，從而衰減主系統的振動［5］。

不動點理論是動力吸振器參數優化的基本理論，且考慮到抗扭拉桿由橡膠元件固定，主系統的阻尼應該被考慮。文獻［6］給出了考慮主系統阻尼的動力吸振器最優參數：質量比、最優頻率比、最優阻尼比，分別由式（1）（2）（3）表示。

式中：m1——主系統的等效質量；m2——動力吸振器質量，μ越大，吸振效果越好，但考慮到空間和質量的限制，其一般取值范圍為0.1～0.3［5］；ω1——主系統固有頻率；ω2——動力吸振器固有頻率；ζ1——主系統的阻尼比；ζ2——動力吸振器阻尼比。

2.2 動力吸振器參數匹配

根據動力吸振器理論分析可知，設計動力吸振器的最優基本參數（質量、剛度、阻尼），需首先確定主系統的等效質量、頻率、阻尼比。對于單自由度結構阻尼系統，其加速度頻響函數可由式（4）表示［7］。

式中：g——阻尼比；ωn——固有頻率；k——對應剛度。由圖3可知，抗扭拉桿固有頻率ωn=160 Hz，根據半功率法可求得ζ1=g=0.1；當ω=ωn時，|H(ω)|=8.3，可計算出k，進而計算出主系統等效質量m1=1.2 kg。取m2=0.36 kg，并將以上參數帶入式（2）和式（3），最終求得動力吸振器的頻率、阻尼比分別為ω2=114 Hz、ζ2=0.31。

3 試驗驗證

為快速明確問題原因，并確定最終解決方案，本文先后進行了4種方案的試驗驗證，方案具體內容詳見表1。

圖4和表2給出了抗扭拉桿安裝動力吸振器前后的FRF結果。方案1、2和方案4在120 Hz處FRF值減小5dB左右，160 Hz處減小10dB以上，吸振效果明顯；方案3在120 Hz處FRF值僅減小1.1dB，160 Hz處減小5.3dB，吸振效果較差。

表1 試驗方案

圖4 抗扭拉桿安裝動力吸振器前后Z方向固有頻率

表2 抗扭拉桿原點FRF（dB）結果

圖5為安裝動力吸振器前后駕駛員右耳噪聲OA值。從圖5中可以看出，方案1、2和4中駕駛員右耳噪聲OA值在4200 r/min以上都有一定程度的減小。在4800 r/min附近，方案1減小3.5dB（A），方案2減小3.7dB（A），方案4減小3.0dB（A），以上3個方案在4800 r/min處滿足目標要求；此外，方案4中，3600 r/min處駕駛員右耳噪聲OA值也減小了1～2dB（A）。方案3中，安裝動力吸振器前后駕駛員右耳噪聲OA值無明顯變化。

圖6及表3給出了各方案中安裝動力吸振器前后駕駛員右耳噪聲2階結果。從圖6中可以明顯看出，方案1、2和4中駕駛員右耳噪聲2階在4200 r/min以上都有顯著減小。方案1在4800 r/min處減小5.3dB，可斷定抗扭拉桿是該轟鳴聲的主要傳遞路徑，結合抗扭拉桿原點FRF結果，推斷抗扭拉桿共振是導致轟鳴聲的主要原因。方案2、4中的抗扭拉桿（不安裝動力吸振器）和方案3中抗扭拉桿（安裝動力吸振器）并不存在160 Hz固有頻率，但是在4800 r/min處駕駛員右耳噪聲2階仍出現峰值達90dB，進一步斷定抗扭拉桿僅是主要傳遞路徑，即使其不發生共振，若不能有效地減小其在160 Hz處的響應，將難以控制4800 r/min處的轟鳴聲。方案2安裝吸振器后在4800 r/min處轟鳴聲減小4.5dB，說明方案2中吸振器安裝位置可行。方案3對4800 r/min處轟鳴聲沒有明顯改善，該結果表明，不考慮主系統而單獨設計動力吸振器并沒有意義。方案4中安裝動力吸振器后，4800 r/min處轟鳴聲減小5.8dB，驗證了工程方案的可行性。

表3 車內噪聲2階（dB）試驗結果

此外，方案2和方案4對3600 r/min處轟鳴聲也有明顯改善效果，噪聲2階都減小2.2dB。進一步得出結論：抗扭拉桿也是3600 r/min處轟鳴聲的傳遞路徑，并且可通過安裝動力吸振器來減小該處轟鳴聲。

圖5 各方案安裝動力吸振器前后駕駛員右耳噪聲OA值

圖6 各方案安裝動力吸振器前后駕駛員右耳2階噪聲

鑒于斷開傳遞路徑法和加質量塊方法的不足，結合以上4種方案的分析，本文總結出一種新的傳遞路徑鑒別方法：即在傳遞路徑（無法斷開進行試驗，且未發現可能共振的部件）上安裝動力吸振器，通過該部件在問題頻率處響應變化的大小，來判斷該路徑是否為噪聲振動問題的主要傳遞路徑。

4 結論

本文針對某車型車內轟鳴聲進行了問題分析，查找出轟鳴聲的主要傳遞路徑，提出了解決方案，并展開了試驗驗證，成功解決了其車內轟鳴聲問題，主要結論如下。

1）該車型在3600 r/min、4800 r/min附近的車內轟鳴聲問題，是由發動機振動經抗扭拉桿傳遞至車身所致，通過在抗扭拉桿上安裝本文方案4中的動力吸振器，可將駕駛員右耳3600 r/min處2階噪聲從87.7 dB減小至85.5dB，4800 r/min處2階噪聲從89.7dB減小至83.9dB。

2）本文總結出一種傳遞路徑鑒別新方法，即在傳遞路徑上安裝動力吸振器，通過該部件在問題頻率處響應變化的大小，來判斷該路徑是否為噪聲振動問題的主要傳遞路徑，該方法可彌補斷開傳遞路徑法和加質量塊方法的不足。