動力吸振器在某車型聲學開發中的設計及應用

(賽科工業科技開發(武漢)有限公司上海分公司,上海 200233)

0 前言

汽車的振動-噪聲-平順性(NVH)是衡量汽車品質的一項重要指標。隨著用戶對汽車的舒適性要求越來越高，各國對噪聲污染的控制越來越嚴，因此NVH性能決定了一部汽車在市場上的前景[1]。汽車上幾乎每個系統和部件都會涉及振動問題，而動力吸振器作為消除噪聲和振動的1個重要方法，已經在整車聲學開發中進行了大量的運用，比如傳動系統上的傳動軸及卡丹軸、動力裝置支承、方向盤、副車架、排氣管及座椅靠背等。動力吸振器一般針對某個特定噪聲頻率，通過產生與主系統相位差180°的振動，從而抵消主系統某個頻率的振動。根據主系統產生噪聲頻率的不同，通過調節動力吸振器的質量、剛度、阻尼等抵消某個頻率的振動，同時動力吸振器作用的頻率范圍覆蓋十幾Hz到幾百Hz。比如：針對座椅抖動，可在靠背上增加的動力吸振器，其作用頻率只有十幾Hz；方向盤上的動力吸振器，根據車輛怠速轉速的不同作用范圍，大致在二十多Hz到三十多Hz；動力總成支承和傳動軸上的動力吸振器根據車輛加速行駛時發動機轉速不同從幾十Hz到幾百Hz。動力吸振器對車輛上抱怨零件特定頻率的振動及噪聲的衰減效果是非常明顯的，并在整車聲學開發上獲得了廣泛的運用。

1 問題描述

某自主開發的SUV車型采用前輪驅動Prototype樣車主觀評價發現，車輛在加速階段轉速在3 600 r/min附近踏板抖動嚴重，并伴隨著明顯的車內轟鳴聲，如圖1所示，在車內布置了4個噪聲采樣傳感器，分別位于駕駛員外耳、副駕駛外耳及后排乘客外耳。圖2為駕駛員位置噪聲瀑布圖，可看出該車內噪聲與發動機的2階有關，噪聲頻率在120 Hz附近。

圖2 駕駛員外耳噪聲瀑布圖

2 原因分析

該車輛左側傳動軸距較短，采用的是42 mm的空心軸，而右側傳動軸從成本角度，采用的是27 mm的實心軸。實心軸的固有頻率遠比空心軸低，其與發動機旋轉件發生耦合的概率要比空心軸大得多。對車輛進行傳遞路徑分析，發現噪聲車輛的抖動來自車輛右側傳動軸，如圖3所示。

圖3 某SUV車型3檔加速傳動軸振動曲線

使用Head測試系統中，ArtemiS SUITE 5.1模塊的“impact Measurement”對整車落地狀態下的車輛右側傳動軸進行固有頻率測試，測試結果如圖4所示。對比圖2和圖4可以得出噪聲產生的原因，發動機2階激勵與右傳動軸的1階固有模態耦合產生了共振，從而引起了車內的轟鳴和振動。

圖4 右傳動軸整車約束狀態下固有頻率

3 優化措施

針對以上分析，可從激勵源、傳遞路徑及響應尋求改進措施。因為噪聲出現在轉速3 600 r/min(車輛加速)時，此轉速屬于發動機中間轉速不可能避開，因此通過降低或者避開激勵源的方法不太可行。車內噪聲和振動是乘客可以感知的兩種響應，前者可以通過主動降噪的方法來解決，缺點是成本太高。整車加速抖動沒有較為簡單的解決方法，除非對車身進行剛度加強，其問題根源出在傳遞路徑上右傳動軸這一環，只要把右傳動軸共振峰值消去或者降低其共振能量，就可以同時實現降低噪聲和振動，而這就是動力吸振器可以實現的功能。

4 動力吸振器設計原理

4.1 雙自由度系統模型的建立

圖5 帶阻尼的動力吸振器系統

圖5是一個帶阻尼的動力吸振器的系統，該動力吸振器系統包括主系統的質量、主系統彈簧剛度、主系統位移響應、吸振器質量、吸振器彈簧剛度、阻尼系數、吸振器位移響應和外界激勵力。

系統的強迫振動方程如下

(1)

式中，m1為主系統的質量,k1為主系統彈簧剛度,x1為主系統位移響應；m2為吸振器質量,k2為吸振器彈簧剛度,c為阻尼系數,x2為吸振器位移響應，P1sin(ωt)為外界激勵力。

4.2 阻尼動力吸振器

當c不等于0時，動力方程的解為

(2)

式中，x1為主質量位移響應，x2為吸振器位移響應，B1為主質量振幅，B2為吸振器振幅，P1sinωt外界激勵力。

將主質量系統的振幅B1與靜變形xst之比A(λ)稱為放大系數

(3)

μ越大雖然有利于減振，但是不利于空間布置，一般取0.1～0.3。取μ為0.1，調諧比取1來繪制主質量系統的幅頻響應曲線，如圖6所示。

圖6 主質量系統幅頻響應曲線

當阻尼比取零和無窮大時，幅頻響應曲線相交于A、B兩點。可以證明，任意改變阻尼比，幅頻響應曲線都通過該兩點。改變調諧比可以讓A點和B點的幅值相等。若再改變吸振器阻尼比，使動力放大系數曲線的峰值點與公共點A點或B點重合，此時的動力放大系數為最小值，此時的調諧比稱為最優調諧比，阻尼比稱為最優阻尼比，并滿足關系：

(4)

式中，fopt為最優調諧比或定調比，ω1為主質量固有頻率，ω2為吸振器固有頻率，μ為m2與m1質量比，ηopt為吸振器最佳阻尼比，A(λ)為放大系數。

5 動力吸振器設計

從動力吸振器設計原理可知，設計動力吸振器需要確定質量比、調諧比、動力吸振器的固有頻率和阻尼比等幾個關鍵的參數，最后再根據阻尼比的計算公式反推吸振器的阻尼系數。

由上述可知，μ的取值一般在0.1～0.3，可選取幾個方案同步驗證降噪效果。

(1)方案1：取μ=0.105，因主系統即右傳動軸質量m1為3 332 g，則動力吸振器的質量350 g。最佳調諧比m2為0.905，吸振器的固有頻率是108.6 Hz，吸振器的最優阻尼比為0.17，阻尼系數是81 N·s/m。

(2)方案2：取μ=0.15，計算得出動力吸振器的質量m2為500 g，調諧比0.870，頻率104.3 Hz，阻尼比為0.192 3，阻尼系數是91.6 N·s/m。

(3)方案3：取μ=0.2，計算得出動力吸振器的質量m2為666.4 g，調諧比0.833，頻率100 Hz，阻尼比為0.208，阻尼系數是99.1 N·s/m。這3個方案參數選擇如表1所示。

表1 動力吸振器3套方案參數列表

6 動力吸振器設計驗證

6.1 仿真驗證

使用ANSA仿真模塊對該SUV車型右側傳動軸進行3種方案吸振器的原點響應分析，如圖7～9所示。

圖7 方案1效果圖(計算)

圖8 方案2效果圖(計算)

圖9 方案3效果圖(計算)

6.2 實車驗證

將安裝動力吸振器的右傳動軸安裝在該SUV車上進行實車道路驗證，如圖10所示。

圖10 帶動力吸振器的右傳動軸

方案2效果如圖11和圖12所示，加裝該吸振器后車內噪聲的轟鳴聲聲壓級下降達7 dB(A)，振動也改善明顯。經過主觀評價，加裝吸振器后車內噪聲和振動完全可以接受。方案1和方案3效果類似，最終確定該吸振器的頻率范圍是105 Hz±5 Hz。

圖11 帶和不帶吸振器車內噪聲對比

圖12 帶和不帶吸振器軸頭振動對比

7 結論

本文從某SUV車型加速時車內振動和轟鳴的噪聲出發，系統地論述了動力吸振器的設計原理，并應用到該噪聲的解決中。從整車實際工況出發，通過計算和道路試驗相結合的方法，驗證了傳動軸上安裝動力吸振器對該噪聲的改善效果。動力吸振器在整車開發中運用廣泛，經實踐證實，該方法可以有效推廣到副車架、座椅、卡丹軸等車輛其他運動部件的減振設計。