谷玉川，樊帆，龍書(shū)成

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

當(dāng)汽車以某些特定的速度行駛時(shí)，或其發(fā)動(dòng)機(jī)以某些特定的轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，在乘坐室產(chǎn)生了很大的峰值噪聲，這種噪聲稱之為車內(nèi)轟鳴聲[1]。轟鳴聲具有如下特征：

（1）在頻譜圖上與其相鄰的頻率成分相比，具有很高的聲壓級(jí)峰值，且峰值頻帶很窄；

（2）具有明顯的帶頻性質(zhì)，一般在20～200 Hz范圍內(nèi)；

（3）伴隨著轟鳴聲的出現(xiàn)，往往在乘坐室內(nèi)產(chǎn)生駐波[1]。

動(dòng)力吸振器技術(shù)最早由Frahm H.提出[2]。被動(dòng)式動(dòng)力吸振器由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，占用空間少，能有效抑制頻率變化范圍較小的結(jié)構(gòu)振動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，經(jīng)常用于汽車振動(dòng)問(wèn)題的解決[3―5]。

通過(guò)分析某采用自主研發(fā)車型2 400 r/min附近的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題（該車型采用排量為1.8 L的增壓直列4缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)），應(yīng)用動(dòng)力吸振器技術(shù)，提出一種降低車內(nèi)轟鳴噪聲的解決方案。

1 車內(nèi)噪聲分析

根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果，車內(nèi)前排、后排在2 400 r/min左右均有明顯的轟鳴噪聲。為尋找該噪聲的聲源，在行駛工況下，變速器掛入二檔，從1 000 r/min～4 000 r/min緩慢加速。采用麥克風(fēng)（B&K 4189）及噪聲振動(dòng)測(cè)量系統(tǒng)（B&K 3560 D）等設(shè)備，對(duì)車內(nèi)駕駛員內(nèi)耳聲壓、后排乘員內(nèi)耳聲壓進(jìn)行測(cè)量和采集，如圖1—圖4所示。

圖1 前排駕駛員內(nèi)耳噪聲overall

圖2 前排駕駛員內(nèi)耳噪聲瀑布圖

圖3 后排乘客內(nèi)耳噪聲overall

圖4 后排乘客內(nèi)耳噪聲瀑布圖

從圖1及圖3中可以看出，聲壓級(jí)在2 400 r/min左右存在較大峰值，并且在此峰值2階聲壓貢獻(xiàn)較大，通過(guò)圖2及圖4發(fā)現(xiàn)在80 Hz，2 400 r/min左右車內(nèi)噪聲明顯增大。因此，確定該噪聲峰值主要由發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)引起。在實(shí)車狀態(tài)下對(duì)前副車架進(jìn)行約束模態(tài)試驗(yàn)，從頻率響應(yīng)函數(shù)可以得到前副車架第1階模態(tài)頻率為81.7 Hz，該頻率與車內(nèi)2 400 r/min所對(duì)應(yīng)的轟鳴聲頻率相吻合，初步判斷引起車內(nèi)轟鳴聲的原因是發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)與前副車架第1階模態(tài)產(chǎn)生共振。根據(jù)圖5所示前副車架模態(tài)振型可知，前副車架右縱梁與前橫梁交點(diǎn)處振動(dòng)位移較大。

圖5 前副車架第1階模態(tài)振型

2 動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)

對(duì)于多自由度系統(tǒng)，若各階固有頻率相隔較遠(yuǎn)，通?？梢院雎愿髂B(tài)之間的相互影響，在振動(dòng)控制中，將各模態(tài)分別處理。因此，可以在響應(yīng)最大的共振頻率下，設(shè)計(jì)一個(gè)吸振器，并將它安裝在振動(dòng)最大的部位。

2.1 有阻尼動(dòng)力吸振器的基本原理

在振動(dòng)物體上另附加質(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度的振動(dòng)，從而衰減主系統(tǒng)的振動(dòng)[6]。

不考慮主質(zhì)量系統(tǒng)阻尼時(shí)，將簡(jiǎn)化后的單自由度系統(tǒng)作為主系統(tǒng)，主質(zhì)量系統(tǒng)裝有有阻尼動(dòng)力吸振器后，成為兩自由度系統(tǒng)，模型如下圖6所示[7]。

圖6 有阻尼動(dòng)力吸振器的兩自由度系統(tǒng)模型

其中動(dòng)力吸振器的質(zhì)量為m、剛度為k、阻尼為c2、動(dòng)力吸振器位移響應(yīng)為x2，主系統(tǒng)等效質(zhì)量為Mr、等效剛度為Kr、主系統(tǒng)等效質(zhì)量位移響應(yīng)為x1，在激勵(lì)Qrcosωt的作用下，系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

該動(dòng)力學(xué)方程的解為

其中A1為主系統(tǒng)振幅，A2為動(dòng)力吸振器振幅。

將主質(zhì)量系統(tǒng)的振幅與靜變形之比稱為動(dòng)力放大系數(shù)，可得

《企業(yè)年金試行辦法》規(guī)定，企業(yè)和員工自愿建立補(bǔ)充養(yǎng)老制度?，F(xiàn)實(shí)是：企業(yè)年金在國(guó)有企業(yè)實(shí)施較為充分，但建立企業(yè)年金的私營(yíng)企業(yè)數(shù)量較少，企業(yè)都是以營(yíng)利為目的，有幾個(gè)私營(yíng)企業(yè)會(huì)自愿？但我們見(jiàn)到的是與之相對(duì)應(yīng)的公務(wù)員的職業(yè)年金已經(jīng)實(shí)行，有人戲稱：公務(wù)員使用的是納稅人的錢，應(yīng)發(fā)盡發(fā)，應(yīng)繳盡繳；而企業(yè)對(duì)員工的福利是，能不發(fā)就不發(fā)，能少繳就少繳。

圖7 主質(zhì)量系統(tǒng)幅頻響應(yīng)曲線

根據(jù)式（3）可導(dǎo)出最優(yōu)調(diào)諧比的解析式

根據(jù)最優(yōu)調(diào)諧比可以推導(dǎo)出最優(yōu)阻尼比為：

將式（4）、式（5）代入式（3）可得

2.2 有阻尼動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)

（1）設(shè)計(jì)有阻尼動(dòng)力吸振器，首先應(yīng)選擇合適的質(zhì)量比，確定動(dòng)力吸振器的質(zhì)量m。根據(jù)式（6）可知，μ越大對(duì)前副車架在減震區(qū)工作越有利，但考慮到布置空間及實(shí)際結(jié)構(gòu)的可行性，一般選取m=(0.1～0.3)Mr[6]?，F(xiàn)在選取m=3 kg，μ=0.1的方案。

（2）根據(jù)最佳調(diào)諧比，確定吸振器的固有頻率和動(dòng)剛度。

式中fa為動(dòng)力吸振器固有頻率；fn為主系統(tǒng)固有頻率；k為動(dòng)力吸振器動(dòng)剛度。

（3）根據(jù)最佳阻尼比公式，計(jì)算最佳阻尼比、粘性阻尼系數(shù)。

（4）根據(jù)動(dòng)力吸振器以上參數(shù)，充分考慮布置、結(jié)構(gòu)等因素設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器，將動(dòng)力吸振器布置于前副車架右縱梁偏右懸置位置，安裝狀態(tài)如圖8所示。

圖8 動(dòng)力吸振器安裝狀態(tài)示意圖

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

實(shí)車在干燥瀝青路進(jìn)行不同工況的車內(nèi)噪聲測(cè)試，結(jié)果如圖9及圖10所示，前排駕駛員內(nèi)耳噪聲、后排駕駛員內(nèi)耳噪聲在2 400 r/min附近，總聲壓級(jí)最大下降3 dB（A）。如圖11及圖12所示，前排駕駛員內(nèi)耳2階噪聲、后排駕駛員內(nèi)耳2階噪聲在2 400 r/min附近，噪聲降低明顯，主觀評(píng)價(jià)轟鳴聲得到有效改善。

圖9 前排駕駛員內(nèi)耳噪聲overall

圖10 后排駕駛員內(nèi)耳噪聲overall

圖11 前排駕駛員內(nèi)耳2階噪聲

圖12 前排駕駛員內(nèi)耳2階噪聲

4 結(jié)語(yǔ)

（1）本文運(yùn)用階次分析技術(shù)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)診斷出引起2 400 r/min車內(nèi)噪聲的原因是發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)與前副車架1階模態(tài)產(chǎn)生共振，從而引起的轟鳴噪聲。

（2）對(duì)有阻尼動(dòng)力吸振器的減振特性進(jìn)行了理論分析，設(shè)計(jì)出參數(shù)合理的動(dòng)力吸振器來(lái)抑制前副車架的共振，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，該動(dòng)力吸振器最大降低車內(nèi)噪聲3 dB（A）。

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