【摘要】針對車速在100～120 km/h間，某四驅(qū)乘用車內(nèi)嚴(yán)重轟鳴并伴隨振動的NVH問題，采用模態(tài)試驗和有限元模態(tài)計算分析方法，建立了傳動軸總成有限元模型，并利用該模型進(jìn)行動力吸振器匹配和頻響分析。頻響測試結(jié)果表明，內(nèi)置吸振器的傳動軸的計算與試驗結(jié)果一致，在實(shí)車試驗中，車內(nèi)振動與轟鳴聲抑制效果顯著，進(jìn)一步驗證了提出方案的有效性。

主題詞：傳動系 動力吸振器 頻響 轟鳴聲

中圖分類號：U463.2" "文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A" "DOI： 10.19620/j.cnki.1000-3703.20230383

Research on the Application of Dynamic Vibration Absorber in Controlling the Vibration and Booming of a Passenger Car

Zhao Jian， Li Youyi， Wang Mingzheng， Zhong Chongfa， Wei Kexin

（Global Ramp;D Center， China FAW Corporation Limited， Changchun 130013）

【Abstract】In order to solve the NVH problem of severe roar and vibration in a four-wheel drive passenger car between 100～120 km/h， a finite element model of the transmission shaft assembly is established by modal test and finite element modal calculation and analysis method， and the model is used to carry out the matching of dynamic vibration absorber and frequency response analysis. The frequency response test results show that the calculation of the transmission shaft with built-in vibration absorber is consistent with the test results， and the effect of in-vehicle vibration and roar suppression is significant in the actual vehicle test， which further verifies the effectiveness of the proposed scheme.

Key words： Transmission system， Power absorber， Frequency response， Roaring sound

1 前言

車內(nèi)轟鳴聲是車內(nèi)產(chǎn)生的低頻、單頻大幅值的噪聲，主要頻率范圍為20～80 Hz。消除車內(nèi)轟鳴聲，對于保持良好的車內(nèi)環(huán)境，保障乘員行車安全至關(guān)重要。

轟鳴聲的產(chǎn)生機(jī)理比較復(fù)雜，通常根據(jù)噪聲的激勵源及傳遞路徑，消除車內(nèi)轟鳴聲。呂運(yùn)川等[1]通過匹配傳動系雙質(zhì)量飛輪、增加扭轉(zhuǎn)減振器、底盤系統(tǒng)增加動力吸振器等方案緩解車輛轟鳴聲；何智成等[2-3]在后主減速器匹配動力吸振器，緩解了發(fā)動機(jī)二階轟鳴聲；謝小洋等[4-5]在驅(qū)動半軸增加動力吸振器，消除了由后主減速器導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴聲；劉國政等[6-7]分析了動力吸振器的設(shè)計流程，通過動力吸振器仿真試驗降低了驅(qū)動橋的噪聲。

本文針對某乘用車115 km/h時車內(nèi)轟鳴和振動問題，利用有限元分析技術(shù)和模態(tài)試驗分析技術(shù)，匹配傳動軸內(nèi)置吸振器，通過頻響模擬分析和試驗確認(rèn)，并通過裝車測試，驗證提出方案的有效性。

2 車內(nèi)轟鳴與振動問題

本文試驗車輛為含有8擋變速器的四驅(qū)燃油汽車，最高車速為220 km/h。在手動模式（Manual）M4～M8擋加速工況或驅(qū)動擋（Drive）D擋加速工況下，車速達(dá)到100～120 km/h時，轟鳴聲與車輛振動明顯；在巡航、爬坡路面等大負(fù)荷工況下，該問題更加突出。

整車振動和轟鳴的主觀評價參考表1，當(dāng)車速達(dá)到115 km/h附近，車內(nèi)轟鳴和振動綜合評價5分，為不可接受水平。

車輛內(nèi)部振動噪聲的測試點(diǎn)，分別為前左外耳和右后外耳，測試場景如圖1所示。將軸側(cè)的殼體位置作為輸入，后主減速器布置三向加速度傳感器，方向參考整車坐標(biāo)系。

在D擋加速工況下，測試原始車內(nèi)噪聲和后橋殼振動情況。如圖2所示，當(dāng)車速達(dá)到115 km/h時，傳動軸轉(zhuǎn)速約為3 200 r/min，頻率為160 Hz，后主減速器在該頻率附近有明顯的共振帶，此時系統(tǒng)內(nèi)存在模態(tài)被激勵。

采用統(tǒng)計平方公差法（Root-Sum-Squares，RSS）評價后主減速器的殼體振動，各向振動加速度均方根總和[aRSS]為：

[aRSS=a2x+a2y+a2zax=t0tatx2dtay=t0taty2dtaz=t0tatz2dt] （1）

式中：atx、aty、atz分別為t時刻x、y、z方向的振動加速度，[ax]、[ay]、[az]分別為x、y、z方向振動加速度均方根值。

車內(nèi)前左外耳（FLO）、后排右側(cè)外耳（RRO）傳動系三階噪聲及后橋殼傳動系三階振動加速度RSS曲線如圖3所示。

當(dāng)車速約115 km/h時，傳動軸轉(zhuǎn)速為3 200 r/min處，車內(nèi)噪聲有明顯峰值，其中，后右外耳（RRO）傳動系三階噪聲超過75 dB（A），后橋殼傳動系三階振動加速度在該處也存在明顯峰值，振動峰值達(dá)到2 g。結(jié)合主觀評價，可認(rèn)為車內(nèi)轟鳴與振動問題主要由傳動系三階激勵導(dǎo)致。

3 原因分析

消除振動噪聲的關(guān)鍵在于激勵與傳遞路徑的響應(yīng)[8]，分析傳動系三階振動噪聲原因，如圖4所示，激勵源主要為發(fā)動機(jī)外和傳動軸。

為了保證整車動力性，發(fā)動機(jī)扭矩可降低空間較小，對于傳動軸的萬向節(jié)結(jié)構(gòu)，如圖5所示，若其布置角度過大（見圖6），萬向節(jié)產(chǎn)生的三階激勵增加，從而激勵起傳動軸的彎曲模態(tài)，該模態(tài)與空腔模態(tài)耦合會產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴。而修改車身結(jié)構(gòu)或者底盤件結(jié)構(gòu)，雖能夠緩解車內(nèi)轟鳴聲和振動，但周期和成本巨大。通過試驗和結(jié)構(gòu)分析，通過匹配160 Hz吸振器的位置和參數(shù)，可有效解決傳動系三階所導(dǎo)致的車內(nèi)轟鳴問題。

4 動力吸振器匹配

4.1 吸振器匹配基本原理

通常，動力吸振器受自身質(zhì)量、剛度和阻尼3個因素影響[9-10]，動力吸振器將原始的單自由度系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為二自由度系統(tǒng)，使得動力吸振器系統(tǒng)產(chǎn)生一個與主系統(tǒng)相位差為π的振動，以此衰減主系統(tǒng)的振動[11-12]。主振動系統(tǒng)上附加動力吸振器的模型如圖7所示。

圖7中，M為主振動系統(tǒng)質(zhì)量，m為動力吸振器質(zhì)量，k為動力吸振器剛度，c為吸振器阻尼，K為主振動系統(tǒng)剛度，f為激勵力，F(xiàn)為激勵力幅值，x1、x2分別為動力吸振器和主振動系統(tǒng)位移，則系統(tǒng)的運(yùn)動方程為：

[Mx1+cx1-x2+K+kx1-kx2=fmx2-cx1-x2-kx1-x2=0f=Fsinωt] （2）

激勵力為[f=Fsinωt=Fejωt]，主振動系統(tǒng)位移為[x1=X1ejωt]，頻響函數(shù)[X1Fω]可表示為：

[X1Fω=-mω2+k+jcωa+j-M+mω2+K（cω）a=（-Mω2+K）-mω2+k-mkω2] （3）

式中：[X1]為振幅x1的復(fù)數(shù)。

令主振動系統(tǒng)的振幅[X1=X1ejφ1]，[X2=X2ejφ2]，整理得到：

[X1Xstω=（γ2-λ2）2+（2ζλ）2b+[1-1+μλ2]2（2ζλ）2b=[1-λ2γ2-λ2-μγ2λ2]2λ=ωΩn， ζ=c2mΩnμ=mM， γ=ωnΩn， ωn=kmΩn=KM， Xst=FK] （4）

式中：Xst為主振動系統(tǒng)的靜形變，γ為吸振器與主振動系統(tǒng)的固有角頻率比，λ為強(qiáng)波振動頻率比，μ為動力吸振器與主振動系統(tǒng)質(zhì)量比，[ζ]為阻尼比，ωn、Ωn分別為動力吸振器和主振動系統(tǒng)的固有角頻率。

根據(jù)式（4），動力吸振器的目標(biāo)為取得[X1Xstω]的最小值。在[ζgt;]0時任意取值，所有曲線都將通過圖8中的P和Q點(diǎn)。若動力吸振器固有頻率與主系統(tǒng)固有頻率之比為定值時，P、Q點(diǎn)的振動幅值相等；若[ζ]能夠使振幅比的一個峰值點(diǎn)與P、Q點(diǎn)重合，此時，振幅比為最小值。

滿足固有角頻率比和動力吸振器阻尼比為：

[γ=ωnΩn=11+μζopt=3μ8（1+μ）3] （5）

式中：[ζopt]為阻尼比最優(yōu)值。

將式（5）代入式（4）中，得到主振動系統(tǒng)的最大振幅為[μ+2μ]。

4.2 動力吸振器匹配模擬分析

通過分析上述問題，可見產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲傳遞至車內(nèi)空腔轟鳴，底盤結(jié)構(gòu)件中副車架、后主減速器和傳動軸均為關(guān)鍵對象[3]，需對傳動軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)性能分析和頻響分析。

4.2.1 傳動軸模態(tài)參數(shù)識別

傳動軸總成幾何模型包含傳動軸軸管、萬向節(jié)和連接法蘭等部件，通過對傳動軸總成模型合理簡化，采用前處理器HyperMesh建立傳動軸總成有限元模型，用NASTRAN軟件提取有限元參數(shù)。搭建傳動軸模態(tài)試驗臺架，傳動軸按照整車角度布置，兩端法蘭和中間支撐支架位置使用固定約束，試驗臺架如圖9所示。

計算傳動軸總成模態(tài)，前兩階傳動軸總成模態(tài)參數(shù)如表3所示。第一階模態(tài)頻率誤差為0.25%，第二階模態(tài)頻率誤差為3.5%，計算模態(tài)結(jié)果與試驗?zāi)B(tài)結(jié)果均在誤差范圍內(nèi)，因此，所建立的模型可信度較高，可作為吸振器匹配的基礎(chǔ)模型。

4.2.2 動力吸振器匹配

參考吸振器原理匹配動力吸振器，根據(jù)傳動軸第一階彎曲模態(tài)結(jié)果，優(yōu)先考慮將吸振器配置在傳動軸后端軸管的中間位置。在有限元模型中進(jìn)行頻率響應(yīng)函數(shù)（Frequency Response Function，F(xiàn)RF）分析，模型中匹配吸振器的質(zhì)量為0.5 kg，結(jié)構(gòu)阻尼比為0.06，不考慮非線性因素，分析結(jié)果如圖10所示。

增加吸振器后，振動加速度由一個峰值（160.3 Hz）降至兩個較小峰值（120 Hz和200 Hz），振動能量大幅度衰減。

根據(jù)上述結(jié)果設(shè)計吸振器，其結(jié)構(gòu)如圖11所示。對安裝吸振器的傳動軸搭建臺架，進(jìn)行FRF測試，吸振器頻響測試結(jié)果如圖12所示。

無吸振器的峰值對應(yīng)頻率為160.7 Hz，安裝吸振器后，峰值對應(yīng)頻率為130.3 Hz、209 Hz，試驗結(jié)果與計算結(jié)果誤差分別為7.9%和4.3%。在實(shí)際設(shè)計中，阻尼系數(shù)很難精確匹配，導(dǎo)致試驗結(jié)果與計算結(jié)果誤差略大，但對160.7 Hz處峰值能量衰減未產(chǎn)生影響，能量仍衰減66.4%。

4.2.3 實(shí)車驗證及分析

將內(nèi)置吸振器的傳動軸進(jìn)行實(shí)車驗證，發(fā)現(xiàn)車內(nèi)轟鳴和振動最嚴(yán)重的位置為后排。根據(jù)問題工況重新布置振動和噪聲傳感器，在相同車速、負(fù)載工況下進(jìn)行測試，記錄傳動軸轉(zhuǎn)速與車內(nèi)振動噪聲。

吸振器對車內(nèi)轟鳴聲影響如圖13所示，車內(nèi)駕駛員外耳（FLO）傳動系三階噪聲峰值由原始狀態(tài)的73 dB（A）衰減至59 dB（A），后排右耳（RRO）傳動系三階峰值由原狀態(tài)的77 dB（A）衰減至60 dB（A）。

吸振器對后主減殼體振動加速度影響如圖14所示，振動峰值由2 g衰減至0.37 g，轟鳴聲主觀評分7.5分，乘員未能感受到傳動系三階所致的車內(nèi)振動，因此，噪聲問題得到解決。

5 結(jié)束語

本文通過理論分析與模擬驗證，匹配出可有效衰減峰值振動傳動軸內(nèi)置吸振器，對傳動軸計算模態(tài)分析和試驗?zāi)B(tài)分析，驗證了計算模型的可靠性。實(shí)車試驗中，轟鳴聲最大衰減17 dB（A），振動峰值衰減82%，振動噪聲優(yōu)化效果顯著。

在后續(xù)的整車開發(fā)項目中，本文方案可對傳動軸、副車架等彎曲模態(tài)進(jìn)行噪聲優(yōu)化控制，為解決類似問題提供參考，具有一定的工程實(shí)踐意義。

參 考 文 獻(xiàn)

[1] 呂運(yùn)川， 郭德亮， 朱建， 等. 四驅(qū)車低速加速轟鳴問題分析與優(yōu)化[J]. 汽車實(shí)用技術(shù)， 2019（17）： 183-187.

LV Y C， GUO D L， ZHU J， et al. Analysis and Optimization of Low-speed Acceleration Booming in AWD[J]. Automobile Applied Technology， 2019（17）： 183-187.

[2] 何智成， 尹瑞林， 郝耀東. 基于傳遞路徑分析的動力傳動系統(tǒng)NVH性能匹配研究[J]. 汽車工程， 2017， 39（3）： 343-350.

HE Z C， YIN R L， HAO Y D. Research on NVH Performance Matching of Power Transmission System Based on Transmission Path Analysis[J]. Automotive Engineering， 2017， 39（3）： 343-350.

[3] BOCZKO M， MORINAGA R， Mendon?a C M. “Active Mass Absorber” at a 4X4 Transmition System[J]. SAE Technical Paper 2003-01-3682， 2003.

[4] 謝小洋， 巫連茂， 廖仲翔， 等. 某車型驅(qū)動橋吸振器匹配[J]. 時代汽車， 2016（12）： 65-66+68.

XIE X Y， WU L M， LIAO Z X， et al. Matching of Drive Axle Vibration Absorber For A Certain Vehicle Model[J]. Auto Time， 2016（12）： 65-66+68.

[5] MADDULA L， AWARA I. Application of Multiple Dynamic Vibration Absorbers to Reduce NVH Risks Caused by Alternative Half Shaft Design[J]. SAE Technical Paper 2017-01-1058， 2017.

[6] 劉國政， 史文庫， 鄭煜圣， 等. 動力吸振器在驅(qū)動橋減振降噪上的應(yīng)用[J]. 振動與沖擊， 2018， 37（14）： 202-207.

LIU G Z， SHI W K， ZHENG Y S， et al. Application of Dynamic Vibration Absorbers in the Vibration and Noise Reduction of Drive Axles[J]. Journal of Vibration and Shock， 2018， 37（14）： 202-207.

[7] 張守元， 李鶴， 張義民. 階次跟蹤技術(shù)及其在汽車NVH中的應(yīng)用[J]. 輕型汽車技術(shù)， 2009（4）： 14-17.

ZHANG S Y， LI H， ZHANG Y M. Order Tracking Technique and Its Application on the Vehicle NVH[J]. Light Vehicles， 2009（4）： 14-17.

[8] 劉顯臣. 汽車NVH性能開發(fā)[M]. 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社， 2017.

LIU X C. NVH Performance Development[M]. Beijing： Machinery Industry Press， 2017.

[9] QIU B X， SHI B M， DING C， et al. Influcence of Dynamic Vibration Absorbers on Bending Vibration in Vehicle Propeller Shaft[J]. SAE Technical Paper 2018-01-1226， 2018.

[10] 背戶一登. 動力吸振器及其應(yīng)用[M]. 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社， 2013.

BEI H Y D. Dynamic Vibration Absorber and Its Application[M]. BeiJing： China Machine Press， 2013.

[11] 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(yīng)用[J]. 振動、測試與診斷， 2011， 31（3）： 335-338+397.

LAN D D， MIN F J， SHAO M L. Application of Dynamic Vibration Absorption Technology in Controlling the Roar Sound in Cars[J]. Journal of Vibration， Measurement amp; Diagnosis， 2011， 31（3）： 335-338+397.

[12] 谷玉川， 樊帆， 龍書成. 應(yīng)用動力吸振器降低車內(nèi)轟鳴噪聲[J]. 噪聲與振動控制， 2014， 34（2）： 181-184.

GU Y C， FAN F， LONG S C. Using a Power Absorber to Reduce the Roar Noise inside the Car[J]. Noise and Vibration Control， 2014， 34（2）： 181-184.

[13] 許玲莉， 孫躍東， 曾帥. 扭轉(zhuǎn)減振器在解決車內(nèi)轟鳴聲中的應(yīng)用[J]. 農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程， 2019， 57（6）： 78-81.

XU L L， SUN Y D， ZENG S. Application of Torsional Shock Absorber in Solving the Problem of Car Roar[J]. Agricultural Equipment amp; Vehicle Engineering， 2019， 57（6）： 78-81.

（責(zé)任編輯 瑞 秋）

修改稿收到日期為2023年11月1日。