(賽科工業(yè)科技開發(fā)(武漢)有限公司上海分公司,上海 200233)

0 前言

汽車的振動(dòng)-噪聲-平順性(NVH)是衡量汽車品質(zhì)的一項(xiàng)重要指標(biāo)。隨著用戶對(duì)汽車的舒適性要求越來(lái)越高，各國(guó)對(duì)噪聲污染的控制越來(lái)越嚴(yán)，因此NVH性能決定了一部汽車在市場(chǎng)上的前景[1]。汽車上幾乎每個(gè)系統(tǒng)和部件都會(huì)涉及振動(dòng)問(wèn)題，而動(dòng)力吸振器作為消除噪聲和振動(dòng)的1個(gè)重要方法，已經(jīng)在整車聲學(xué)開發(fā)中進(jìn)行了大量的運(yùn)用，比如傳動(dòng)系統(tǒng)上的傳動(dòng)軸及卡丹軸、動(dòng)力裝置支承、方向盤、副車架、排氣管及座椅靠背等。動(dòng)力吸振器一般針對(duì)某個(gè)特定噪聲頻率，通過(guò)產(chǎn)生與主系統(tǒng)相位差180°的振動(dòng)，從而抵消主系統(tǒng)某個(gè)頻率的振動(dòng)。根據(jù)主系統(tǒng)產(chǎn)生噪聲頻率的不同，通過(guò)調(diào)節(jié)動(dòng)力吸振器的質(zhì)量、剛度、阻尼等抵消某個(gè)頻率的振動(dòng)，同時(shí)動(dòng)力吸振器作用的頻率范圍覆蓋十幾Hz到幾百Hz。比如：針對(duì)座椅抖動(dòng)，可在靠背上增加的動(dòng)力吸振器，其作用頻率只有十幾Hz；方向盤上的動(dòng)力吸振器，根據(jù)車輛怠速轉(zhuǎn)速的不同作用范圍，大致在二十多Hz到三十多Hz；動(dòng)力總成支承和傳動(dòng)軸上的動(dòng)力吸振器根據(jù)車輛加速行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不同從幾十Hz到幾百Hz。動(dòng)力吸振器對(duì)車輛上抱怨零件特定頻率的振動(dòng)及噪聲的衰減效果是非常明顯的，并在整車聲學(xué)開發(fā)上獲得了廣泛的運(yùn)用。

1 問(wèn)題描述

某自主開發(fā)的SUV車型采用前輪驅(qū)動(dòng)Prototype樣車主觀評(píng)價(jià)發(fā)現(xiàn)，車輛在加速階段轉(zhuǎn)速在3 600 r/min附近踏板抖動(dòng)嚴(yán)重，并伴隨著明顯的車內(nèi)轟鳴聲，如圖1所示，在車內(nèi)布置了4個(gè)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(nèi)噪聲與發(fā)動(dòng)機(jī)的2階有關(guān)，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(cè)傳動(dòng)軸距較短，采用的是42 mm的空心軸，而右側(cè)傳動(dòng)軸從成本角度，采用的是27 mm的實(shí)心軸。實(shí)心軸的固有頻率遠(yuǎn)比空心軸低，其與發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)件發(fā)生耦合的概率要比空心軸大得多。對(duì)車輛進(jìn)行傳遞路徑分析，發(fā)現(xiàn)噪聲車輛的抖動(dòng)來(lái)自車輛右側(cè)傳動(dòng)軸，如圖3所示。

圖3 某SUV車型3檔加速傳動(dòng)軸振動(dòng)曲線

使用Head測(cè)試系統(tǒng)中，ArtemiS SUITE 5.1模塊的“impact Measurement”對(duì)整車落地狀態(tài)下的車輛右側(cè)傳動(dòng)軸進(jìn)行固有頻率測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖4所示。對(duì)比圖2和圖4可以得出噪聲產(chǎn)生的原因，發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)與右傳動(dòng)軸的1階固有模態(tài)耦合產(chǎn)生了共振，從而引起了車內(nèi)的轟鳴和振動(dòng)。

圖4 右傳動(dòng)軸整車約束狀態(tài)下固有頻率

3 優(yōu)化措施

針對(duì)以上分析，可從激勵(lì)源、傳遞路徑及響應(yīng)尋求改進(jìn)措施。因?yàn)樵肼暢霈F(xiàn)在轉(zhuǎn)速3 600 r/min(車輛加速)時(shí)，此轉(zhuǎn)速屬于發(fā)動(dòng)機(jī)中間轉(zhuǎn)速不可能避開，因此通過(guò)降低或者避開激勵(lì)源的方法不太可行。車內(nèi)噪聲和振動(dòng)是乘客可以感知的兩種響應(yīng)，前者可以通過(guò)主動(dòng)降噪的方法來(lái)解決，缺點(diǎn)是成本太高。整車加速抖動(dòng)沒有較為簡(jiǎn)單的解決方法，除非對(duì)車身進(jìn)行剛度加強(qiáng)，其問(wèn)題根源出在傳遞路徑上右傳動(dòng)軸這一環(huán)，只要把右傳動(dòng)軸共振峰值消去或者降低其共振能量，就可以同時(shí)實(shí)現(xiàn)降低噪聲和振動(dòng)，而這就是動(dòng)力吸振器可以實(shí)現(xiàn)的功能。

4 動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)原理

4.1 雙自由度系統(tǒng)模型的建立

圖5 帶阻尼的動(dòng)力吸振器系統(tǒng)

圖5是一個(gè)帶阻尼的動(dòng)力吸振器的系統(tǒng)，該動(dòng)力吸振器系統(tǒng)包括主系統(tǒng)的質(zhì)量、主系統(tǒng)彈簧剛度、主系統(tǒng)位移響應(yīng)、吸振器質(zhì)量、吸振器彈簧剛度、阻尼系數(shù)、吸振器位移響應(yīng)和外界激勵(lì)力。

系統(tǒng)的強(qiáng)迫振動(dòng)方程如下

(1)

式中，m1為主系統(tǒng)的質(zhì)量,k1為主系統(tǒng)彈簧剛度,x1為主系統(tǒng)位移響應(yīng)；m2為吸振器質(zhì)量,k2為吸振器彈簧剛度,c為阻尼系數(shù),x2為吸振器位移響應(yīng)，P1sin(ωt)為外界激勵(lì)力。

4.2 阻尼動(dòng)力吸振器

當(dāng)c不等于0時(shí)，動(dòng)力方程的解為

(2)

式中，x1為主質(zhì)量位移響應(yīng)，x2為吸振器位移響應(yīng)，B1為主質(zhì)量振幅，B2為吸振器振幅，P1sinωt外界激勵(lì)力。

將主質(zhì)量系統(tǒng)的振幅B1與靜變形xst之比A(λ)稱為放大系數(shù)

(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(diào)諧比取1來(lái)繪制主質(zhì)量系統(tǒng)的幅頻響應(yīng)曲線，如圖6所示。

圖6 主質(zhì)量系統(tǒng)幅頻響應(yīng)曲線

當(dāng)阻尼比取零和無(wú)窮大時(shí)，幅頻響應(yīng)曲線相交于A、B兩點(diǎn)。可以證明，任意改變阻尼比，幅頻響應(yīng)曲線都通過(guò)該兩點(diǎn)。改變調(diào)諧比可以讓A點(diǎn)和B點(diǎn)的幅值相等。若再改變吸振器阻尼比，使動(dòng)力放大系數(shù)曲線的峰值點(diǎn)與公共點(diǎn)A點(diǎn)或B點(diǎn)重合，此時(shí)的動(dòng)力放大系數(shù)為最小值，此時(shí)的調(diào)諧比稱為最優(yōu)調(diào)諧比，阻尼比稱為最優(yōu)阻尼比，并滿足關(guān)系：

(4)

式中，fopt為最優(yōu)調(diào)諧比或定調(diào)比，ω1為主質(zhì)量固有頻率，ω2為吸振器固有頻率，μ為m2與m1質(zhì)量比，ηopt為吸振器最佳阻尼比，A(λ)為放大系數(shù)。

5 動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)

從動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)原理可知，設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器需要確定質(zhì)量比、調(diào)諧比、動(dòng)力吸振器的固有頻率和阻尼比等幾個(gè)關(guān)鍵的參數(shù)，最后再根據(jù)阻尼比的計(jì)算公式反推吸振器的阻尼系數(shù)。

由上述可知，μ的取值一般在0.1～0.3，可選取幾個(gè)方案同步驗(yàn)證降噪效果。

(1)方案1：取μ=0.105，因主系統(tǒng)即右傳動(dòng)軸質(zhì)量m1為3 332 g，則動(dòng)力吸振器的質(zhì)量350 g。最佳調(diào)諧比m2為0.905，吸振器的固有頻率是108.6 Hz，吸振器的最優(yōu)阻尼比為0.17，阻尼系數(shù)是81 N·s/m。

(2)方案2：取μ=0.15，計(jì)算得出動(dòng)力吸振器的質(zhì)量m2為500 g，調(diào)諧比0.870，頻率104.3 Hz，阻尼比為0.192 3，阻尼系數(shù)是91.6 N·s/m。

(3)方案3：取μ=0.2，計(jì)算得出動(dòng)力吸振器的質(zhì)量m2為666.4 g，調(diào)諧比0.833，頻率100 Hz，阻尼比為0.208，阻尼系數(shù)是99.1 N·s/m。這3個(gè)方案參數(shù)選擇如表1所示。

表1 動(dòng)力吸振器3套方案參數(shù)列表

6 動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)驗(yàn)證

6.1 仿真驗(yàn)證

使用ANSA仿真模塊對(duì)該SUV車型右側(cè)傳動(dòng)軸進(jìn)行3種方案吸振器的原點(diǎn)響應(yīng)分析，如圖7～9所示。

圖7 方案1效果圖(計(jì)算)

圖8 方案2效果圖(計(jì)算)

圖9 方案3效果圖(計(jì)算)

6.2 實(shí)車驗(yàn)證

將安裝動(dòng)力吸振器的右傳動(dòng)軸安裝在該SUV車上進(jìn)行實(shí)車道路驗(yàn)證，如圖10所示。

圖10 帶動(dòng)力吸振器的右傳動(dòng)軸

方案2效果如圖11和圖12所示，加裝該吸振器后車內(nèi)噪聲的轟鳴聲聲壓級(jí)下降達(dá)7 dB(A)，振動(dòng)也改善明顯。經(jīng)過(guò)主觀評(píng)價(jià)，加裝吸振器后車內(nèi)噪聲和振動(dòng)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(nèi)噪聲對(duì)比

圖12 帶和不帶吸振器軸頭振動(dòng)對(duì)比

7 結(jié)論

本文從某SUV車型加速時(shí)車內(nèi)振動(dòng)和轟鳴的噪聲出發(fā)，系統(tǒng)地論述了動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)原理，并應(yīng)用到該噪聲的解決中。從整車實(shí)際工況出發(fā)，通過(guò)計(jì)算和道路試驗(yàn)相結(jié)合的方法，驗(yàn)證了傳動(dòng)軸上安裝動(dòng)力吸振器對(duì)該噪聲的改善效果。動(dòng)力吸振器在整車開發(fā)中運(yùn)用廣泛，經(jīng)實(shí)踐證實(shí)，該方法可以有效推廣到副車架、座椅、卡丹軸等車輛其他運(yùn)動(dòng)部件的減振設(shè)計(jì)。