李響 周鋐

（同濟大學 新能源汽車工程中心）

動力吸振器在轎車低頻轟鳴聲控制中的應用

李響 周鋐

（同濟大學 新能源汽車工程中心）

針對某試驗車后排右側(cè)乘員處低頻轟鳴聲的特性及傳遞路徑靈敏度進行了分析，確定發(fā)動機的2階振動是該低頻轟鳴聲的主要貢獻，是通過發(fā)動機的后懸置點傳遞到車身而引起的。提出了安裝動力吸振器來減小發(fā)動機后懸置點處對振動傳遞的方法，并通過錘擊試驗和整車道路模擬試驗表明，在該車前副車架后懸置點處安裝動力吸振器，能夠有效抑制其發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 040 r/min時后排產(chǎn)生的低頻轟鳴聲。

1 前言

車內(nèi)轟鳴聲作為眾多車內(nèi)噪聲中的一種，是通過車內(nèi)壁板振動與聲腔耦合產(chǎn)生的，其具有聲壓級較高且頻帶較窄的特點，對車內(nèi)乘客的乘坐舒適性有很大影響，因此解決車內(nèi)的轟鳴聲顯得尤為重要。本文針對某品牌新車型所存在的后排轟鳴聲問題，利用試驗方法對該問題進行了診斷與分析，并提出了解決后排轟鳴聲的方法。

2 車內(nèi)噪聲分析

圍成轎車乘坐室的壁板并非剛性結(jié)構(gòu)，其自身具有結(jié)構(gòu)振動模態(tài)，而作為彈性體的空氣在封閉的空腔內(nèi)能夠形成很多的振動模態(tài)或聲腔模態(tài)。當封閉的乘坐室受到壓縮時，室內(nèi)空氣的體積就會產(chǎn)生變化并具有很高的阻抗，這將在低頻范圍內(nèi)與室內(nèi)壁板的振動產(chǎn)生非常強的耦合作用。如果這種低頻耦合模態(tài)對激勵產(chǎn)生較大的響應，車內(nèi)便會產(chǎn)生非常高的壓力脈動，進而引起乘員的不適[1]。

轟鳴聲的產(chǎn)生必須具備3個先決條件[2]：封閉的空間、激勵、壁板結(jié)構(gòu)振動與空腔聲學模態(tài)產(chǎn)生耦合等。因此，為解決轟鳴問題，首先需找到轟鳴聲的激勵源以及傳遞路徑，進而提出相應的解決方案。

2.1 后排噪聲特性分析

以某品牌新車型為試驗車，通過對其進行主觀評價可知，該車在3擋全油門加速工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到2 000 r/min時后排存在明顯轟鳴聲，為此針對該問題在試車場對該試驗車進行相關(guān)試驗研究。

試驗車在平直水泥路面上進行3擋全油門加速試驗，麥克風在在后排右側(cè)乘員內(nèi)耳位置所測得數(shù)據(jù)如圖1所示。由圖1可看出，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 040 r/min附近聲壓級出現(xiàn)明顯的峰值，此處峰值即對應主觀評價中后排的轟鳴聲。進一步對噪聲信號進行分析，發(fā)現(xiàn)在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 040 r/min處，發(fā)動機的2階激勵對車內(nèi)后排噪聲的影響起主導作用[3]。因此可推斷該試驗車后排轟鳴聲主要由發(fā)動機2階振動引起，需針對此振動進行相應控制。

發(fā)動機轉(zhuǎn)速n、階次i及車內(nèi)噪聲頻率f之間關(guān)系為：

根據(jù)式（1）計算得轟鳴聲頻率f=68 Hz。

2.2 傳遞路徑靈敏度分析

汽車可以簡化為由激勵源（振動源、噪聲源）、傳遞路徑以及響應點組成的系統(tǒng)[1,4]，車內(nèi)某處的噪聲實際上是由多個激勵源經(jīng)不同路徑傳遞到該處并疊加而成。因此，準確分析出造成后排轟鳴聲的主要傳遞路徑就能針對相關(guān)路徑做出優(yōu)化改進，從而解決轟鳴問題。

該試驗車采用發(fā)動機前置前驅(qū)的型式，發(fā)動機的振動主要通過3條路徑傳遞到車身引起后排轟鳴，如圖2所示。針對這3條傳遞路徑進行道路試驗，以分析各路徑下振動傳遞的靈敏度。分別在各懸置及排氣吊掛的主動端和被動端布置三向加速度傳感器，試驗車在平直水泥路面上、在3擋全油門加速工況下進行多組試驗，并針對一致性較好的3組試驗數(shù)據(jù)的平均值進行試驗分析。結(jié)果表明，各排氣吊掛點和車身端懸置點在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 040 r/min附近無明顯峰值，且振動均不明顯，因此可排除排氣系統(tǒng)對后排轟鳴聲的貢獻。

圖3為前副車架各懸置安裝點主動端和被動端的2階振動對比。由圖3可看出，前懸置、變速器懸置、發(fā)動機懸置都有較好的隔振效果，被動端的振動保持在0.3 m/s2以下；相比之下，后懸置點被動端Z向有較大振動，且在轉(zhuǎn)速為2 040 r/min附近出現(xiàn)了峰值，達到1.13 m/s2。因此，推斷前副車架后懸置點處是主要的振動傳遞途徑。

3 低頻噪聲的控制研究

對于該低頻轟鳴聲的控制主要有以下3種改進方案。

a. 對噪聲源加以控制，即減小發(fā)動機輸入系統(tǒng)的振動能量。但該方法需改變發(fā)動機的結(jié)構(gòu)，研發(fā)周期長且成本高，在發(fā)動機批量生產(chǎn)的階段可行性不大。

b.對傳遞路徑加以控制，此方法通過改進懸置隔振效果、安裝動力吸振器等方法在振動的傳遞路徑上來減小振動，從而達到控制車內(nèi)噪聲的目的。

c. 對響應點加以控制，該方法通過避免車身壁板結(jié)構(gòu)振動與空腔模態(tài)耦合，達到改善車內(nèi)轟鳴的目的。

針對該試驗車的轟鳴問題，選用第2種方案，即通過對前副車架后懸置處的振動加以控制達到降低后排轟鳴聲的目的。

3.1 動力吸振器原理

圖4為裝有動力吸振器的振動系統(tǒng)原理圖。圖4中，M1為主系統(tǒng)質(zhì)量，M2為動力吸振器質(zhì)量。

動力吸振器實質(zhì)是一個彈簧質(zhì)量系統(tǒng)，將其安裝在主系統(tǒng)上，通過產(chǎn)生一個與主系統(tǒng)相位相差180°的振動，從而減小主系統(tǒng)某頻率下振動[5]。

振動系統(tǒng)的動力方程為：

式中，x1、x2分別為主系統(tǒng)和動力吸振器的位移；k1、k2分別為主系統(tǒng)和動力吸振器的剛度；c為動力吸振器的阻尼；F(t)為主系統(tǒng)的激勵力。

當主系統(tǒng)做諧和運動時，由式（2）和式（3）可得出主系統(tǒng)位移x1對應激勵力F(t)的動力放大系數(shù)為：

式中，μ=M2/M1為動力吸振器與主系統(tǒng)的質(zhì)量比；α=ω2/ω1為動力吸振器與主系統(tǒng)的協(xié)調(diào)比；為主系統(tǒng)固有圓頻率；為動力吸振器固有圓頻率；λ=ω/ω1為激振力與主系統(tǒng)頻率比；為動力吸振器的阻尼比。

圖5為安裝和未安裝動力吸振器時主系統(tǒng)的頻率響應曲線。由圖5可看出，在未裝動力吸振器前，在激勵下主系統(tǒng)只有1個較大的峰值；當主系統(tǒng)上安裝了動力吸振器后，原來的單自由度系統(tǒng)變?yōu)槎杂啥认到y(tǒng)，受到激勵時二自由度系統(tǒng)出現(xiàn)了2個小的峰值，其中1個低于原來的峰值頻率，另1個則高于原峰值頻率，同時原峰值頻率處幅值比安裝動力吸振器前有大幅度下降。

3.2 動力吸振器設(shè)計

當工作頻率（68 Hz）確定后，需要根據(jù)此頻率來調(diào)整動力吸振器的質(zhì)量及剛度，以達到預期的減振效果。增加動力吸振器的質(zhì)量能夠使主系統(tǒng)的振幅衰減更明顯，但質(zhì)量過大又會影響動力吸振器的使用壽命及增加制造成本，通常動力吸振器質(zhì)量應該是原系統(tǒng)質(zhì)量的1/5～1/10[6]。動力吸振器的彈簧部分是由橡膠件構(gòu)成，通過改變橡膠件的大小、厚度可實現(xiàn)對橡膠件剛度的控制，橡膠件越大、越厚，其剛度越大；反之，則剛度越小。考慮到橡膠件在多次拉壓之后會產(chǎn)生非彈性形變導致剛度發(fā)生變化，因此需要對橡膠件工作壽命進行試驗，以確保在一定的循環(huán)周期后橡膠件的剛度仍保持在一定范圍內(nèi)[7]。

根據(jù)上述原理，針對該試驗車后排轟鳴聲問題設(shè)計了動力吸振器，其參數(shù)見表1。

表1 動力吸振器參數(shù)

4 試驗驗證

將所設(shè)計的動力吸振器用HBM 1-X60粘合劑粘在前副車架后懸置安裝點處，如圖6所示。為檢驗安裝動力吸振器后對試驗車后排轟鳴聲的抑制效果，分別進行了錘擊試驗和整車道路試驗。

4.1 錘擊試驗

在前副車架后懸置處布置1個三向加速度傳感器，在動力吸振器安裝前和安裝后，分別用力錘朝+Z向敲擊前副車架后懸置處，然后用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對信號進行采集，錘擊試驗結(jié)果如圖7所示。由圖7可看出，在安裝動力吸振器后，68 Hz處的振動得到了有效抑制，由安裝動力吸振器之前的波峰降為了波谷，同時在該頻率附近形成了2個較小的峰值，與前述分析結(jié)果一致，表明了該動力吸振器對前副車架后懸置點在68 Hz處的振動有明顯的抑制作用。

4.2 整車道路試驗

由圖7可看出，雖然在68 Hz處動力吸振器對后懸置點的振動產(chǎn)生了較好的抑制作用，但同時也增加了后懸置點在55 Hz附近的振動。為驗證實際運行狀態(tài)下安裝動力吸振器對后排轟鳴聲抑制的效果，將麥克風布置在后排右側(cè)乘客內(nèi)耳處，在平直水泥路面上進行了3擋全油門加速試驗，結(jié)果如圖8所示。由圖8可看出，在試驗車前副車架后懸置處安裝了動力吸振器后，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 040 r/min時，試驗車后排的總聲壓級曲線趨于平緩，原來的峰值得到了有效抑制，2 040 r/min處的聲壓級由原來的62.4 dB（A）下降到60.4 dB（A）；低轉(zhuǎn)速下，聲壓級曲線比安裝動力吸振器前有所上升，但總體保持在60 dB（A）以下，曲線較為平緩，并未引起低轉(zhuǎn)速下峰值出現(xiàn)。

5 結(jié)束語

針對車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機理及特性，綜合運用階次分析技術(shù)以及傳遞路徑分析技術(shù)對后排所產(chǎn)生的轟鳴聲進行了分析，診斷出該轟鳴聲主要是由發(fā)動機的2階振動引起，并且前副車架后懸置點是主要的傳遞路徑之一。提出了在前副車架后懸置點處安裝動力吸振器來減小后排轟鳴聲的方案。通過錘擊試驗和整車道路模擬試驗表明，在前副車架后懸置點處安裝動力吸振器能夠有效抑制后排在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 040 r/min時所產(chǎn)生的低頻轟鳴聲。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動——理論與應用.北京:北京理工大學出版社,2006.

2 趙靜,周鋐,梁映珍.轎車乘坐室轟鳴聲的分析與控制研究.汽車技術(shù),2009（10）:16～20.

3 張守元,李鶴,張義民.階次跟蹤技術(shù)及其在汽車NVH中的應用.輕型汽車技術(shù),2009（4）:14～17.

4 李傳兵,徐小敏,王新文,等.傳遞路徑分析法(TPA)進行車內(nèi)噪聲優(yōu)化的應用研究.//LMS第三屆用戶大會論文集.Beijing:[s.n.]，2008.

5 蘭靛靛,閔福江,邵明亮.動力吸振技術(shù)在車內(nèi)轟鳴聲控制中的應用.振動.測試與診斷,2011,31（3）:335～338.

6 Winkler K.Guidelines for optimizing vibration mass damp?ers.Measurement,1988,2012:06～18.

7 Cheni R K,Jain C P,Muthiah R,et al.Application and De?velopment Challenges of Dynamic Damper in Cabin Boom?ing Noise Elimination.SAE Technical Paper,2014.

（責任編輯文 楫）

修改稿收到日期為2014年10月7日。

Application of Tuned Mass Damper for Low Frequency Booming Noise Control of Passenger Car

Li Xiang,Zhou Hong
（Clean Energy Automotive Engineering Center,Tongji University）

The characteristics of rear seat booming noise and transfer path sensitivity of the test car are analyzed, which confirm that the 2nd order vibration is diagnosed to be the main source of the rear seat booming noise,and this vibration is transferred through the rear mounting point to the body.Therefore,the method of installing a tuned mass damper(TMD)at the rear mounting point of front subframe to decrease the vibration from the engine is proposed,the method is verified by hammer test and vehicle road simulation test,which show that the installation of a TMD at the rear mounting point of front subframe can effectively restrain the low frequency booming noise at the rear seat when the engine speed reaches 2 040 r/min.

Passenger Car,Tuned mass damper(TMD),Low frequency booming noise, Control

轎車 動力吸振器 低頻轟鳴聲 控制

U467.4+93

A

1000-3703（2015）01-0009-04