動(dòng)力吸振器在改善車內(nèi)轟鳴聲中的應(yīng)用與研究

陳 林，匡 芳，周副權(quán)，嚴(yán) 輝，王 成

（1.襄陽達(dá)安汽車檢測(cè)中心有限公司，湖北 襄陽 441004；2.東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心，湖北 武漢 430058）

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車舒適性越來越受到人們的關(guān)心，其噪聲振動(dòng)問題日益成為消費(fèi)者購買汽車時(shí)所考慮的因素之一。車內(nèi)轟鳴聲具有壓迫人耳的特點(diǎn)，極易引起駕駛員和乘客的抱怨，因此，若車型開發(fā)過程中出現(xiàn)轟鳴聲問題，必須予以解決。

在車型開發(fā)前期，可以通過修改結(jié)構(gòu)、材料等措施來解決噪聲問題。但是，如果車型處于開發(fā)后期，仍采用上述方法不僅會(huì)增大開發(fā)成本，還會(huì)延長(zhǎng)開發(fā)周期，此時(shí)，動(dòng)力吸振器無疑是一個(gè)很好的選擇。動(dòng)力吸振器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、占用空間小、能有效抑制問題頻率附近振動(dòng)的特點(diǎn)，已被廣泛應(yīng)用于解決汽車振動(dòng)噪聲問題。McKillip等［1］在汽車轉(zhuǎn)向盤上加裝了動(dòng)力吸振器，并通過試驗(yàn)驗(yàn)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(dòng)力總成部件上安裝動(dòng)力吸振器，很好地抑制了其在垂直方向上的振動(dòng)。龍巖等［3］設(shè)計(jì)了一款動(dòng)力吸振器安裝在某皮卡車的懸置上，改善了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的傳遞特性。譙萬成等［4］在后懸置支撐梁上安裝動(dòng)力吸振器，明顯改善了車內(nèi)轟鳴聲問題。

汽車開發(fā)過程中，斷開路徑法和加質(zhì)量塊方法經(jīng)常被用于傳遞路徑鑒別。斷開路徑法是最簡(jiǎn)單快速的傳遞路徑鑒別方法，但是，若該路徑無法斷開進(jìn)行試驗(yàn)，該方法將無用武之地。對(duì)于傳遞路徑上的共振問題，通過模態(tài)試驗(yàn)共振部件相對(duì)容易發(fā)現(xiàn)，工程上一般通過在共振部件上加質(zhì)量塊的方法避開共振頻率，減小部件響應(yīng)，來驗(yàn)證問題是否與該部件有關(guān)；而對(duì)于傳遞路徑上部件不存在共振現(xiàn)象這種情況，加質(zhì)量塊難以有效減小部件響應(yīng)，該方法也無法運(yùn)用。

本文運(yùn)用動(dòng)力吸振器，成功解決了某乘用車車內(nèi)轟鳴聲問題。同時(shí)，針對(duì)傳統(tǒng)傳遞路徑查找方法的不足，總結(jié)出一種新的傳遞路徑鑒別方法。

1 車內(nèi)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(píng)價(jià)認(rèn)為樣車（4缸發(fā)動(dòng)機(jī)）在轉(zhuǎn)速3600 r/min附近車內(nèi)前排轟鳴聲比較明顯，4800 r/min附近轟鳴聲尤為突出。為進(jìn)一步確認(rèn)問題點(diǎn)，對(duì)該樣車進(jìn)行了道路行駛測(cè)量試驗(yàn)，結(jié)果如圖1所示。

試驗(yàn)結(jié)果表明：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3600 r/min附近，駕駛員右耳處噪聲OA值達(dá)74dB（A），噪聲2階達(dá)86.9dB；4800 r/min左右時(shí)，駕駛員右耳處噪聲OA值達(dá)78.7dB（A），其主要貢獻(xiàn)為發(fā)動(dòng)機(jī)2階噪聲，達(dá)91dB，對(duì)應(yīng)頻率160 Hz?？陀^測(cè)量與主觀評(píng)價(jià)結(jié)果一致，轟鳴聲不能滿足設(shè)定目標(biāo)，需改善優(yōu)化。

1.2 原因查找

圖1 駕駛員右耳處噪聲測(cè)量值

根據(jù)激勵(lì)源-傳遞路徑-響應(yīng)的分析思路，激勵(lì)源為發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)，主要傳遞路徑可能為發(fā)動(dòng)機(jī)懸置、傳動(dòng)軸、排氣管吊耳，響應(yīng)發(fā)聲部件為車身某板件。針對(duì)以上轟鳴聲問題，對(duì)主要傳遞路徑上的測(cè)點(diǎn)進(jìn)行了振動(dòng)加速度測(cè)量，試驗(yàn)結(jié)果如圖2所示。

圖2 抗扭拉桿車身側(cè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)圖

從圖2中可以看出發(fā)動(dòng)機(jī)抗扭拉桿車身側(cè)振動(dòng)在3 600 r/min、4800 r/min附近出現(xiàn)與車內(nèi)轟鳴聲相對(duì)應(yīng)的峰值。鑒于以上結(jié)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(duì)應(yīng)頻率120 Hz）、4800 r/min（2階對(duì)應(yīng)頻率160 Hz）附近隔振率較差，該頻率附近的振動(dòng)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(fā)生共振，將振動(dòng)放大而傳至車身。

通過對(duì)抗扭拉桿進(jìn)行隔振率和固有頻率分析，進(jìn)一步鎖定導(dǎo)致該車車內(nèi)轟鳴聲問題的原因?yàn)榭古だ瓧U共振，將振動(dòng)放大并傳遞至車身，抗扭拉桿Z方向固有頻率分析結(jié)果如圖3所示。

綜上所述，解決該車內(nèi)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(fā)后期，受開發(fā)周期及開發(fā)成本所限，首先考慮采用動(dòng)力吸振器方案來解決該車型的轟鳴聲問題。

2 動(dòng)力吸振器理論及其參數(shù)匹配

2.1 動(dòng)力吸振器理論

圖3 抗扭拉桿Z方向固有頻率

動(dòng)力吸振器的基本原理是：在振動(dòng)物體上附加質(zhì)量彈簧共振系統(tǒng)，使附加系統(tǒng)產(chǎn)生一個(gè)與主系統(tǒng)相位差180°的振動(dòng)，從而衰減主系統(tǒng)的振動(dòng)［5］。

不動(dòng)點(diǎn)理論是動(dòng)力吸振器參數(shù)優(yōu)化的基本理論，且考慮到抗扭拉桿由橡膠元件固定，主系統(tǒng)的阻尼應(yīng)該被考慮。文獻(xiàn)［6］給出了考慮主系統(tǒng)阻尼的動(dòng)力吸振器最優(yōu)參數(shù)：質(zhì)量比、最優(yōu)頻率比、最優(yōu)阻尼比，分別由式（1）（2）（3）表示。

式中：m1——主系統(tǒng)的等效質(zhì)量；m2——?jiǎng)恿ξ衿髻|(zhì)量，μ越大，吸振效果越好，但考慮到空間和質(zhì)量的限制，其一般取值范圍為0.1～0.3［5］；ω1——主系統(tǒng)固有頻率；ω2——?jiǎng)恿ξ衿鞴逃蓄l率；ζ1——主系統(tǒng)的阻尼比；ζ2——?jiǎng)恿ξ衿髯枘岜取?/p>

2.2 動(dòng)力吸振器參數(shù)匹配

根據(jù)動(dòng)力吸振器理論分析可知，設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器的最優(yōu)基本參數(shù)（質(zhì)量、剛度、阻尼），需首先確定主系統(tǒng)的等效質(zhì)量、頻率、阻尼比。對(duì)于單自由度結(jié)構(gòu)阻尼系統(tǒng)，其加速度頻響函數(shù)可由式（4）表示［7］。

式中：g——阻尼比；ωn——固有頻率；k——對(duì)應(yīng)剛度。由圖3可知，抗扭拉桿固有頻率ωn=160 Hz，根據(jù)半功率法可求得ζ1=g=0.1；當(dāng)ω=ωn時(shí)，|H(ω)|=8.3，可計(jì)算出k，進(jìn)而計(jì)算出主系統(tǒng)等效質(zhì)量m1=1.2 kg。取m2=0.36 kg，并將以上參數(shù)帶入式（2）和式（3），最終求得動(dòng)力吸振器的頻率、阻尼比分別為ω2=114 Hz、ζ2=0.31。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為快速明確問題原因，并確定最終解決方案，本文先后進(jìn)行了4種方案的試驗(yàn)驗(yàn)證，方案具體內(nèi)容詳見表1。

圖4和表2給出了抗扭拉桿安裝動(dòng)力吸振器前后的FRF結(jié)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(yàn)方案

圖4 抗扭拉桿安裝動(dòng)力吸振器前后Z方向固有頻率

表2 抗扭拉桿原點(diǎn)FRF（dB）結(jié)果

圖5為安裝動(dòng)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(gè)方案在4800 r/min處滿足目標(biāo)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(dòng)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(dòng)力吸振器前后駕駛員右耳噪聲2階結(jié)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(jié)合抗扭拉桿原點(diǎn)FRF結(jié)果，推斷抗扭拉桿共振是導(dǎo)致轟鳴聲的主要原因。方案2、4中的抗扭拉桿（不安裝動(dòng)力吸振器）和方案3中抗扭拉桿（安裝動(dòng)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(xiàn)峰值達(dá)90dB，進(jìn)一步斷定抗扭拉桿僅是主要傳遞路徑，即使其不發(fā)生共振，若不能有效地減小其在160 Hz處的響應(yīng)，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(duì)4800 r/min處轟鳴聲沒有明顯改善，該結(jié)果表明，不考慮主系統(tǒng)而單獨(dú)設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器并沒有意義。方案4中安裝動(dòng)力吸振器后，4800 r/min處轟鳴聲減小5.8dB，驗(yàn)證了工程方案的可行性。

表3 車內(nèi)噪聲2階（dB）試驗(yàn)結(jié)果

此外，方案2和方案4對(duì)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(jìn)一步得出結(jié)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(dòng)力吸振器來減小該處轟鳴聲。

圖5 各方案安裝動(dòng)力吸振器前后駕駛員右耳噪聲OA值

圖6 各方案安裝動(dòng)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(zhì)量塊方法的不足，結(jié)合以上4種方案的分析，本文總結(jié)出一種新的傳遞路徑鑒別方法：即在傳遞路徑（無法斷開進(jìn)行試驗(yàn)，且未發(fā)現(xiàn)可能共振的部件）上安裝動(dòng)力吸振器，通過該部件在問題頻率處響應(yīng)變化的大小，來判斷該路徑是否為噪聲振動(dòng)問題的主要傳遞路徑。

4 結(jié)論

本文針對(duì)某車型車內(nèi)轟鳴聲進(jìn)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(yàn)驗(yàn)證，成功解決了其車內(nèi)轟鳴聲問題，主要結(jié)論如下。

1）該車型在3600 r/min、4800 r/min附近的車內(nèi)轟鳴聲問題，是由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)經(jīng)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(dòng)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(jié)出一種傳遞路徑鑒別新方法，即在傳遞路徑上安裝動(dòng)力吸振器，通過該部件在問題頻率處響應(yīng)變化的大小，來判斷該路徑是否為噪聲振動(dòng)問題的主要傳遞路徑，該方法可彌補(bǔ)斷開傳遞路徑法和加質(zhì)量塊方法的不足。