汽車半軸吸振器的減振性能研究

李燦，韓冬冬，陳昭

(1.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津 300300；2.湖北汽車工業(yè)學(xué)院，湖北十堰 442000)

0 引言

隨著汽車的普及以及人們對(duì)生活品質(zhì)要求的不斷提高，汽車的舒適性和聲品質(zhì)也越來(lái)越受人們關(guān)注，即汽車的NVH性能：噪聲(Noise)，振動(dòng)(Vibration)，聲振粗糙度(Harshness)。

在汽車NVH開(kāi)發(fā)中，往往會(huì)出現(xiàn)汽車零部件引起的振動(dòng)噪聲問(wèn)題[1]，通常采用安裝吸振器的方法來(lái)解決。例如，文獻(xiàn)[2-3]中通過(guò)優(yōu)化動(dòng)力吸振器的各項(xiàng)參數(shù)，解決了半軸引起的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題；文獻(xiàn)[4]中的研究結(jié)果表明，裝有動(dòng)力吸振器的汽車懸架可以較好地改善在高頻段車身的劇烈振動(dòng)和輪胎的接地性；文獻(xiàn)[5]中研究了參數(shù)可變的動(dòng)力吸振器的減振性能,并分析了其中的可變參數(shù)質(zhì)量、剛度、阻尼等對(duì)主振系統(tǒng)吸振效果的影響；文獻(xiàn)[6]中通過(guò)在車輛的簧下機(jī)件上安裝一個(gè)與輪胎空腔模態(tài)頻率相同、相位相反的動(dòng)力吸振器的方法,大幅度抵消了車輪在該頻段內(nèi)的振動(dòng),消除了輪胎的空腔共鳴噪聲,改善了整車的NVH特性。本文作者結(jié)合仿真與實(shí)驗(yàn)，研究影響半軸動(dòng)力吸振器減振性能的因素，并運(yùn)用于實(shí)際工程問(wèn)題中。

汽車半軸是汽車傳動(dòng)系的重要部件，對(duì)于前驅(qū)橫置發(fā)動(dòng)機(jī)，由于總布置空間的限制，變速器輸出軸是偏于單側(cè)的，造成了左右兩側(cè)不等距(如圖1所示)。半軸一般采用實(shí)心軸結(jié)構(gòu)，長(zhǎng)半軸由于長(zhǎng)度過(guò)長(zhǎng)，彎曲模態(tài)一般很難避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)的最高主要點(diǎn)火激勵(lì)頻率。以四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)為例，額定轉(zhuǎn)速6 000 r/min，發(fā)動(dòng)機(jī)的主階次(2階)點(diǎn)火激勵(lì)頻率為200 Hz，而實(shí)心長(zhǎng)半軸的1階彎曲模態(tài)大約為100～120 Hz，在發(fā)動(dòng)機(jī)加速過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率就會(huì)與半軸的1階彎曲模態(tài)頻率發(fā)生耦合，產(chǎn)生彎曲共振，振動(dòng)通過(guò)懸架傳遞到車身，引起車內(nèi)轟鳴。在實(shí)心長(zhǎng)半軸上增加橡膠動(dòng)力吸振器的吸振方案是當(dāng)前廣泛采用的有效手段[7-8]。

圖1 長(zhǎng)、短半軸結(jié)構(gòu)

1 動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)原理

動(dòng)力吸振器是通過(guò)彈性元件把輔助彈簧連接到振動(dòng)系統(tǒng)上的一種減振裝置，它可將原系統(tǒng)的單個(gè)大的響應(yīng)峰值降為多個(gè)小的響應(yīng)峰值。

1.1 單吸振器模型

半軸單吸振器模型如圖2所示。

圖2 半軸單吸振器模型

半軸單吸振器系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程[9]可表示為

(1)

式中：m1、m2分別為主系統(tǒng)等效質(zhì)量和吸振器的質(zhì)量；x1、x2分別為主系統(tǒng)和吸振器的位移；k1、k2分別為主系統(tǒng)和吸振器的剛度；c為吸振器阻尼；F(t)為主系統(tǒng)受到的激勵(lì)力。

求解式(1)可得到主系統(tǒng)的振幅放大因子H(ω)為

(2)

定點(diǎn)理論是動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，即對(duì)于含有制振阻尼的振動(dòng)系統(tǒng)，利用頻率響應(yīng)函數(shù)曲線上與阻尼無(wú)關(guān)的特定點(diǎn)來(lái)設(shè)計(jì)制振裝置。通常定點(diǎn)有兩個(gè)，當(dāng)這兩點(diǎn)高度相等且為曲線上的最大值時(shí)，即得到吸振器最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)：

(3)

滿足最優(yōu)設(shè)計(jì)條件時(shí)的振幅放大因子：

(4)

1.2 雙吸振器模型

半軸雙吸振器模型如圖3所示。

圖3 半軸雙吸振器模型

雙吸振器系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程可表示為

(5)

式中：m3、k3、x3、c2分別為第二個(gè)吸振器的質(zhì)量、剛度、位移以及阻尼。

求解式(5)可得到主系統(tǒng)的振幅放大因子H(ω)為

(6)

其中：

RD=

雙吸振器半軸通常安裝兩個(gè)等質(zhì)量吸振器，因此半軸雙吸振器系統(tǒng)質(zhì)量比μ1=μ2=μ，得到吸振器最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)(近似)：

(7)

滿足最優(yōu)設(shè)計(jì)條件時(shí)的振幅放大因子：

(8)

2 動(dòng)力吸振器減振性能分析

在實(shí)際工作中，半軸吸振器系統(tǒng)(以下簡(jiǎn)稱為系統(tǒng))的阻尼比、頻率比、質(zhì)量比等物理參數(shù)并不是唯一需要考慮的因素，吸振器的安裝位置、數(shù)量都應(yīng)加以考慮才能達(dá)到最優(yōu)的減振效果。文中設(shè)計(jì)了吸振器優(yōu)化工具，并結(jié)合CAE與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，對(duì)影響吸振器減振性能的各因素進(jìn)行了系統(tǒng)研究。研究方案見(jiàn)表1。

表1 動(dòng)力吸振器減振性能的研究方案

2.1 質(zhì)量比的影響

根據(jù)仿真計(jì)算得到不同質(zhì)量吸振器的減振效果，結(jié)果如圖4所示。

圖4 質(zhì)量比對(duì)吸振器減振性能的影響

可知，系統(tǒng)的質(zhì)量比μ會(huì)影響主系統(tǒng)兩共振峰幅值大小和間隔距離。系統(tǒng)的質(zhì)量比越大，吸振效果越好。但是過(guò)多增加吸振器質(zhì)量會(huì)使主系統(tǒng)變得笨重，并且使吸振器的加工和安裝變得困難。因此，在設(shè)計(jì)吸振器時(shí)，系統(tǒng)的質(zhì)量比是根據(jù)實(shí)際情況直接選定的，一般小于0.2。

2.2 頻率比的影響

根據(jù)仿真計(jì)算得到不同頻率吸振器的減振效果，結(jié)果如圖5所示。

圖5 頻率比對(duì)吸振器減振性能的影響

可以看出，系統(tǒng)的頻率比α?xí)绊懼飨到y(tǒng)兩共振峰頻率以及兩共振峰幅值的大小，吸振器頻率相比最優(yōu)頻率越小，系統(tǒng)的左共振峰幅值越小，右共振峰幅值越大；當(dāng)吸振器頻率相比最優(yōu)頻率越大，系統(tǒng)的左共振峰幅值越大，右共振峰幅值越小。因此減小系統(tǒng)的頻率比有利于解決汽車低轉(zhuǎn)速共振問(wèn)題，增大系統(tǒng)頻率比有利于解決高轉(zhuǎn)速共振問(wèn)題。

2.3 阻尼比的影響

計(jì)算得到不同阻尼比吸振器的減振效果如圖6所示，最優(yōu)阻尼比為0.23。

圖6 阻尼比對(duì)吸振器減振性能的影響

可知，阻尼比會(huì)影響主系統(tǒng)的兩共振峰頻率以及兩共振峰幅值的大小，當(dāng)吸振器的阻尼比最優(yōu)時(shí)，系統(tǒng)的兩共振峰幅值等高且最??；當(dāng)阻尼比由最優(yōu)值向下減小時(shí)，兩共振峰頻率間隔變大，幅值變大，并且右共振峰幅值大于左共振峰；當(dāng)阻尼比由最優(yōu)值向上增加時(shí)，兩共振峰幅值變大，并且逐漸重合，變?yōu)閱喂舱穹濉?/p>

2.4 單吸振器和雙吸振器的影響

仿真優(yōu)化吸振器的質(zhì)量比、阻尼比和頻率比，得到單吸振器及雙吸振器的減振效果如圖7所示。

圖7 吸振器數(shù)量對(duì)其減振性能的影響

可以看出，光軸有一個(gè)明顯的共振峰，安裝單吸振器與雙吸振器均有顯著的減振效果；雙吸振器的減振效果可以在單吸振器的基礎(chǔ)上增加40%左右。

設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)研究吸振器數(shù)量的影響，分別對(duì)光軸、單吸振器半軸及雙吸振器半軸進(jìn)行約束狀態(tài)半軸頻響函數(shù)測(cè)試，如圖8所示。

圖8 不同吸振器數(shù)量對(duì)應(yīng)半軸頻響曲線

可知，測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果規(guī)律一致。在安裝空間和質(zhì)量允許的前提下，雙吸振器的減振性能要比單吸振器更優(yōu)。

2.5 安裝位置的影響

實(shí)際情況下，吸振器可能由于空間的限制無(wú)法處于最佳減振位置，需要進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整。利用CAE分析吸振器在不同安裝位置的減振性能，圖9為吸振器位置示意圖，結(jié)果如圖10所示。

圖9 吸振器位置示意圖

圖10 吸振器位置對(duì)吸振器減振性能的影響

由結(jié)果可知，吸振器在半軸上的安裝位置越靠近中心，即越靠近1階彎曲模態(tài)最大振幅處，兩共振峰的幅值越小，頻率相差越大。

通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)吸振器位置進(jìn)行研究，測(cè)試結(jié)果如圖11所示。

圖11 不同吸振器位置對(duì)應(yīng)半軸頻響曲線

可以看出，實(shí)驗(yàn)與仿真規(guī)律一致，因此在空間條件允許的情況下，吸振器的安裝位置應(yīng)盡量靠近半軸的中心，實(shí)際布置位置推薦在半軸1/3～1/2處。

3 半軸優(yōu)化驗(yàn)證

如圖12所示，某SUV車型加速行駛至3 400～3 800 r/min時(shí)，車內(nèi)出現(xiàn)明顯的轟鳴聲。測(cè)試結(jié)果顯示該轉(zhuǎn)速段內(nèi)噪聲主要由2階噪聲貢獻(xiàn)，對(duì)應(yīng)頻率段為113～127 Hz。

圖12 駕駛員右耳噪聲總級(jí)和2階噪聲曲線

通過(guò)對(duì)驅(qū)動(dòng)半軸進(jìn)行約束模態(tài)測(cè)試，得到半軸的1階彎曲模態(tài)頻率為119 Hz，如圖13所示。因此判斷是半軸1階彎曲模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)2階點(diǎn)火激勵(lì)頻率耦合，導(dǎo)致半軸共振，引起了車內(nèi)轟鳴聲。

圖13 驅(qū)動(dòng)半軸頻響曲線

通過(guò)優(yōu)化計(jì)算后，為滿足性能要求，采用雙吸振器方案，吸振器的參數(shù)和位置如表2、圖14所示。

表2 吸振器參數(shù)

圖14 兩吸振器安裝位置

對(duì)車輛半軸安裝吸振器后進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，3 400～3 800 r/min車內(nèi)加速轟鳴聲消失。測(cè)試結(jié)果如圖15所示，可以看出3 400～3 800 r/min駕駛員右耳噪聲總級(jí)和2階噪聲分別降低7.8和11.8 dB，該問(wèn)題得到有效解決。

圖15 駕駛員右耳噪聲對(duì)比曲線

4 總結(jié)

通過(guò)設(shè)計(jì)吸振器優(yōu)化工具、CAE建模分析以及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，對(duì)影響半軸吸振器減振性能的各項(xiàng)因素進(jìn)行了研究：

(1)系統(tǒng)的質(zhì)量比決定最優(yōu)頻率比和最優(yōu)阻尼比。

(2)系統(tǒng)的質(zhì)量比越大，減振效果越優(yōu)，實(shí)際工程應(yīng)用中系統(tǒng)的質(zhì)量比一般小于0.2。

(3)減小系統(tǒng)的頻率比有利于解決汽車低轉(zhuǎn)速共振問(wèn)題，增大系統(tǒng)頻率比有利于解決高轉(zhuǎn)速共振問(wèn)題。

(4)不斷增大系統(tǒng)的阻尼比會(huì)使系統(tǒng)產(chǎn)生一個(gè)幅值較高的共振峰，而不斷減小系統(tǒng)的阻尼比則會(huì)使兩共振峰幅值均增大。

(5)雙吸振器的減振效果可以在單吸振器的基礎(chǔ)上增加40%左右。

(6)吸振器的安裝位置越靠近半軸的中心，即1階彎曲模態(tài)振幅最大處，其減振效果越好。

(7)根據(jù)研究成果，針對(duì)某SUV車型，設(shè)計(jì)半軸吸振器，成功消除其加速工況3 400～3 800 r/min車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題，對(duì)解決類似工程問(wèn)題具有較強(qiáng)的指導(dǎo)意義。