汽車半軸吸振器的減振性能研究

李燦，韓冬冬，陳昭

(1.中國汽車技術研究中心有限公司，天津 300300；2.湖北汽車工業學院，湖北十堰 442000)

0 引言

隨著汽車的普及以及人們對生活品質要求的不斷提高，汽車的舒適性和聲品質也越來越受人們關注，即汽車的NVH性能：噪聲(Noise)，振動(Vibration)，聲振粗糙度(Harshness)。

在汽車NVH開發中，往往會出現汽車零部件引起的振動噪聲問題[1]，通常采用安裝吸振器的方法來解決。例如，文獻[2-3]中通過優化動力吸振器的各項參數，解決了半軸引起的車內轟鳴聲問題；文獻[4]中的研究結果表明，裝有動力吸振器的汽車懸架可以較好地改善在高頻段車身的劇烈振動和輪胎的接地性；文獻[5]中研究了參數可變的動力吸振器的減振性能,并分析了其中的可變參數質量、剛度、阻尼等對主振系統吸振效果的影響；文獻[6]中通過在車輛的簧下機件上安裝一個與輪胎空腔模態頻率相同、相位相反的動力吸振器的方法,大幅度抵消了車輪在該頻段內的振動,消除了輪胎的空腔共鳴噪聲,改善了整車的NVH特性。本文作者結合仿真與實驗，研究影響半軸動力吸振器減振性能的因素，并運用于實際工程問題中。

汽車半軸是汽車傳動系的重要部件，對于前驅橫置發動機，由于總布置空間的限制，變速器輸出軸是偏于單側的，造成了左右兩側不等距(如圖1所示)。半軸一般采用實心軸結構，長半軸由于長度過長，彎曲模態一般很難避開發動機的最高主要點火激勵頻率。以四缸四沖程發動機為例，額定轉速6 000 r/min，發動機的主階次(2階)點火激勵頻率為200 Hz，而實心長半軸的1階彎曲模態大約為100～120 Hz，在發動機加速過程中，發動機的激勵頻率就會與半軸的1階彎曲模態頻率發生耦合，產生彎曲共振，振動通過懸架傳遞到車身，引起車內轟鳴。在實心長半軸上增加橡膠動力吸振器的吸振方案是當前廣泛采用的有效手段[7-8]。

圖1 長、短半軸結構

1 動力吸振器設計原理

動力吸振器是通過彈性元件把輔助彈簧連接到振動系統上的一種減振裝置，它可將原系統的單個大的響應峰值降為多個小的響應峰值。

1.1 單吸振器模型

半軸單吸振器模型如圖2所示。

圖2 半軸單吸振器模型

半軸單吸振器系統的運動學方程[9]可表示為

(1)

式中：m1、m2分別為主系統等效質量和吸振器的質量；x1、x2分別為主系統和吸振器的位移；k1、k2分別為主系統和吸振器的剛度；c為吸振器阻尼；F(t)為主系統受到的激勵力。

求解式(1)可得到主系統的振幅放大因子H(ω)為

(2)

定點理論是動力吸振器設計的基礎，即對于含有制振阻尼的振動系統，利用頻率響應函數曲線上與阻尼無關的特定點來設計制振裝置。通常定點有兩個，當這兩點高度相等且為曲線上的最大值時，即得到吸振器最優設計參數：

(3)

滿足最優設計條件時的振幅放大因子：

(4)

1.2 雙吸振器模型

半軸雙吸振器模型如圖3所示。

圖3 半軸雙吸振器模型

雙吸振器系統的運動學方程可表示為

(5)

式中：m3、k3、x3、c2分別為第二個吸振器的質量、剛度、位移以及阻尼。

求解式(5)可得到主系統的振幅放大因子H(ω)為

(6)

其中：

RD=

雙吸振器半軸通常安裝兩個等質量吸振器，因此半軸雙吸振器系統質量比μ1=μ2=μ，得到吸振器最優設計參數(近似)：

(7)

滿足最優設計條件時的振幅放大因子：

(8)

2 動力吸振器減振性能分析

在實際工作中，半軸吸振器系統(以下簡稱為系統)的阻尼比、頻率比、質量比等物理參數并不是唯一需要考慮的因素，吸振器的安裝位置、數量都應加以考慮才能達到最優的減振效果。文中設計了吸振器優化工具，并結合CAE與實驗驗證，對影響吸振器減振性能的各因素進行了系統研究。研究方案見表1。

表1 動力吸振器減振性能的研究方案

2.1 質量比的影響

根據仿真計算得到不同質量吸振器的減振效果，結果如圖4所示。

圖4 質量比對吸振器減振性能的影響

可知，系統的質量比μ會影響主系統兩共振峰幅值大小和間隔距離。系統的質量比越大，吸振效果越好。但是過多增加吸振器質量會使主系統變得笨重，并且使吸振器的加工和安裝變得困難。因此，在設計吸振器時，系統的質量比是根據實際情況直接選定的，一般小于0.2。

2.2 頻率比的影響

根據仿真計算得到不同頻率吸振器的減振效果，結果如圖5所示。

圖5 頻率比對吸振器減振性能的影響

可以看出，系統的頻率比α會影響主系統兩共振峰頻率以及兩共振峰幅值的大小，吸振器頻率相比最優頻率越小，系統的左共振峰幅值越小，右共振峰幅值越大；當吸振器頻率相比最優頻率越大，系統的左共振峰幅值越大，右共振峰幅值越小。因此減小系統的頻率比有利于解決汽車低轉速共振問題，增大系統頻率比有利于解決高轉速共振問題。

2.3 阻尼比的影響

計算得到不同阻尼比吸振器的減振效果如圖6所示，最優阻尼比為0.23。

圖6 阻尼比對吸振器減振性能的影響

可知，阻尼比會影響主系統的兩共振峰頻率以及兩共振峰幅值的大小，當吸振器的阻尼比最優時，系統的兩共振峰幅值等高且最小；當阻尼比由最優值向下減小時，兩共振峰頻率間隔變大，幅值變大，并且右共振峰幅值大于左共振峰；當阻尼比由最優值向上增加時，兩共振峰幅值變大，并且逐漸重合，變為單共振峰。

2.4 單吸振器和雙吸振器的影響

仿真優化吸振器的質量比、阻尼比和頻率比，得到單吸振器及雙吸振器的減振效果如圖7所示。

圖7 吸振器數量對其減振性能的影響

可以看出，光軸有一個明顯的共振峰，安裝單吸振器與雙吸振器均有顯著的減振效果；雙吸振器的減振效果可以在單吸振器的基礎上增加40%左右。

設計實驗研究吸振器數量的影響，分別對光軸、單吸振器半軸及雙吸振器半軸進行約束狀態半軸頻響函數測試，如圖8所示。

圖8 不同吸振器數量對應半軸頻響曲線

可知，測試結果與仿真結果規律一致。在安裝空間和質量允許的前提下，雙吸振器的減振性能要比單吸振器更優。

2.5 安裝位置的影響

實際情況下，吸振器可能由于空間的限制無法處于最佳減振位置，需要進行適當調整。利用CAE分析吸振器在不同安裝位置的減振性能，圖9為吸振器位置示意圖，結果如圖10所示。

圖9 吸振器位置示意圖

圖10 吸振器位置對吸振器減振性能的影響

由結果可知，吸振器在半軸上的安裝位置越靠近中心，即越靠近1階彎曲模態最大振幅處，兩共振峰的幅值越小，頻率相差越大。

通過實驗對吸振器位置進行研究，測試結果如圖11所示。

圖11 不同吸振器位置對應半軸頻響曲線

可以看出，實驗與仿真規律一致，因此在空間條件允許的情況下，吸振器的安裝位置應盡量靠近半軸的中心，實際布置位置推薦在半軸1/3～1/2處。

3 半軸優化驗證

如圖12所示，某SUV車型加速行駛至3 400～3 800 r/min時，車內出現明顯的轟鳴聲。測試結果顯示該轉速段內噪聲主要由2階噪聲貢獻，對應頻率段為113～127 Hz。

圖12 駕駛員右耳噪聲總級和2階噪聲曲線

通過對驅動半軸進行約束模態測試，得到半軸的1階彎曲模態頻率為119 Hz，如圖13所示。因此判斷是半軸1階彎曲模態頻率與發動機2階點火激勵頻率耦合，導致半軸共振，引起了車內轟鳴聲。

圖13 驅動半軸頻響曲線

通過優化計算后，為滿足性能要求，采用雙吸振器方案，吸振器的參數和位置如表2、圖14所示。

表2 吸振器參數

圖14 兩吸振器安裝位置

對車輛半軸安裝吸振器后進行主觀評價，3 400～3 800 r/min車內加速轟鳴聲消失。測試結果如圖15所示，可以看出3 400～3 800 r/min駕駛員右耳噪聲總級和2階噪聲分別降低7.8和11.8 dB，該問題得到有效解決。

圖15 駕駛員右耳噪聲對比曲線

4 總結

通過設計吸振器優化工具、CAE建模分析以及實驗驗證，對影響半軸吸振器減振性能的各項因素進行了研究：

(1)系統的質量比決定最優頻率比和最優阻尼比。

(2)系統的質量比越大，減振效果越優，實際工程應用中系統的質量比一般小于0.2。

(3)減小系統的頻率比有利于解決汽車低轉速共振問題，增大系統頻率比有利于解決高轉速共振問題。

(4)不斷增大系統的阻尼比會使系統產生一個幅值較高的共振峰，而不斷減小系統的阻尼比則會使兩共振峰幅值均增大。

(5)雙吸振器的減振效果可以在單吸振器的基礎上增加40%左右。

(6)吸振器的安裝位置越靠近半軸的中心，即1階彎曲模態振幅最大處，其減振效果越好。

(7)根據研究成果，針對某SUV車型，設計半軸吸振器，成功消除其加速工況3 400～3 800 r/min車內轟鳴聲問題，對解決類似工程問題具有較強的指導意義。