汽车半轴吸振器的减振性能研究

李灿，韩冬冬，陈昭

(1.中国汽车技术研究中心有限公司，天津 300300；2.湖北汽车工业学院，湖北十堰 442000)

0 引言

随着汽车的普及以及人们对生活品质要求的不断提高，汽车的舒适性和声品质也越来越受人们关注，即汽车的NVH性能：噪声(Noise)，振动(Vibration)，声振粗糙度(Harshness)。

在汽车NVH开发中，往往会出现汽车零部件引起的振动噪声问题[1]，通常采用安装吸振器的方法来解决。例如，文献[2-3]中通过优化动力吸振器的各项参数，解决了半轴引起的车内轰鸣声问题；文献[4]中的研究结果表明，装有动力吸振器的汽车悬架可以较好地改善在高频段车身的剧烈振动和轮胎的接地性；文献[5]中研究了参数可变的动力吸振器的减振性能,并分析了其中的可变参数质量、刚度、阻尼等对主振系统吸振效果的影响；文献[6]中通过在车辆的簧下机件上安装一个与轮胎空腔模态频率相同、相位相反的动力吸振器的方法,大幅度抵消了车轮在该频段内的振动,消除了轮胎的空腔共鸣噪声,改善了整车的NVH特性。本文作者结合仿真与实验，研究影响半轴动力吸振器减振性能的因素，并运用于实际工程问题中。

汽车半轴是汽车传动系的重要部件，对于前驱横置发动机，由于总布置空间的限制，变速器输出轴是偏于单侧的，造成了左右两侧不等距(如图1所示)。半轴一般采用实心轴结构，长半轴由于长度过长，弯曲模态一般很难避开发动机的最高主要点火激励频率。以四缸四冲程发动机为例，额定转速6 000 r/min，发动机的主阶次(2阶)点火激励频率为200 Hz，而实心长半轴的1阶弯曲模态大约为100～120 Hz，在发动机加速过程中，发动机的激励频率就会与半轴的1阶弯曲模态频率发生耦合，产生弯曲共振，振动通过悬架传递到车身，引起车内轰鸣。在实心长半轴上增加橡胶动力吸振器的吸振方案是当前广泛采用的有效手段[7-8]。

图1 长、短半轴结构

1 动力吸振器设计原理

动力吸振器是通过弹性元件把辅助弹簧连接到振动系统上的一种减振装置，它可将原系统的单个大的响应峰值降为多个小的响应峰值。

1.1 单吸振器模型

半轴单吸振器模型如图2所示。

图2 半轴单吸振器模型

半轴单吸振器系统的运动学方程[9]可表示为

(1)

式中：m1、m2分别为主系统等效质量和吸振器的质量；x1、x2分别为主系统和吸振器的位移；k1、k2分别为主系统和吸振器的刚度；c为吸振器阻尼；F(t)为主系统受到的激励力。

求解式(1)可得到主系统的振幅放大因子H(ω)为

(2)

定点理论是动力吸振器设计的基础，即对于含有制振阻尼的振动系统，利用频率响应函数曲线上与阻尼无关的特定点来设计制振装置。通常定点有两个，当这两点高度相等且为曲线上的最大值时，即得到吸振器最优设计参数：

(3)

满足最优设计条件时的振幅放大因子：

(4)

1.2 双吸振器模型

半轴双吸振器模型如图3所示。

图3 半轴双吸振器模型

双吸振器系统的运动学方程可表示为

(5)

式中：m3、k3、x3、c2分别为第二个吸振器的质量、刚度、位移以及阻尼。

求解式(5)可得到主系统的振幅放大因子H(ω)为

(6)

其中：

RD=

双吸振器半轴通常安装两个等质量吸振器，因此半轴双吸振器系统质量比μ1=μ2=μ，得到吸振器最优设计参数(近似)：

(7)

满足最优设计条件时的振幅放大因子：

(8)

2 动力吸振器减振性能分析

在实际工作中，半轴吸振器系统(以下简称为系统)的阻尼比、频率比、质量比等物理参数并不是唯一需要考虑的因素，吸振器的安装位置、数量都应加以考虑才能达到最优的减振效果。文中设计了吸振器优化工具，并结合CAE与实验验证，对影响吸振器减振性能的各因素进行了系统研究。研究方案见表1。

表1 动力吸振器减振性能的研究方案

2.1 质量比的影响

根据仿真计算得到不同质量吸振器的减振效果，结果如图4所示。

图4 质量比对吸振器减振性能的影响

可知，系统的质量比μ会影响主系统两共振峰幅值大小和间隔距离。系统的质量比越大，吸振效果越好。但是过多增加吸振器质量会使主系统变得笨重，并且使吸振器的加工和安装变得困难。因此，在设计吸振器时，系统的质量比是根据实际情况直接选定的，一般小于0.2。

2.2 频率比的影响

根据仿真计算得到不同频率吸振器的减振效果，结果如图5所示。

图5 频率比对吸振器减振性能的影响

可以看出，系统的频率比α会影响主系统两共振峰频率以及两共振峰幅值的大小，吸振器频率相比最优频率越小，系统的左共振峰幅值越小，右共振峰幅值越大；当吸振器频率相比最优频率越大，系统的左共振峰幅值越大，右共振峰幅值越小。因此减小系统的频率比有利于解决汽车低转速共振问题，增大系统频率比有利于解决高转速共振问题。

2.3 阻尼比的影响

计算得到不同阻尼比吸振器的减振效果如图6所示，最优阻尼比为0.23。

图6 阻尼比对吸振器减振性能的影响

可知，阻尼比会影响主系统的两共振峰频率以及两共振峰幅值的大小，当吸振器的阻尼比最优时，系统的两共振峰幅值等高且最小；当阻尼比由最优值向下减小时，两共振峰频率间隔变大，幅值变大，并且右共振峰幅值大于左共振峰；当阻尼比由最优值向上增加时，两共振峰幅值变大，并且逐渐重合，变为单共振峰。

2.4 单吸振器和双吸振器的影响

仿真优化吸振器的质量比、阻尼比和频率比，得到单吸振器及双吸振器的减振效果如图7所示。

图7 吸振器数量对其减振性能的影响

可以看出，光轴有一个明显的共振峰，安装单吸振器与双吸振器均有显著的减振效果；双吸振器的减振效果可以在单吸振器的基础上增加40%左右。

设计实验研究吸振器数量的影响，分别对光轴、单吸振器半轴及双吸振器半轴进行约束状态半轴频响函数测试，如图8所示。

图8 不同吸振器数量对应半轴频响曲线

可知，测试结果与仿真结果规律一致。在安装空间和质量允许的前提下，双吸振器的减振性能要比单吸振器更优。

2.5 安装位置的影响

实际情况下，吸振器可能由于空间的限制无法处于最佳减振位置，需要进行适当调整。利用CAE分析吸振器在不同安装位置的减振性能，图9为吸振器位置示意图，结果如图10所示。

图9 吸振器位置示意图

图10 吸振器位置对吸振器减振性能的影响

由结果可知，吸振器在半轴上的安装位置越靠近中心，即越靠近1阶弯曲模态最大振幅处，两共振峰的幅值越小，频率相差越大。

通过实验对吸振器位置进行研究，测试结果如图11所示。

图11 不同吸振器位置对应半轴频响曲线

可以看出，实验与仿真规律一致，因此在空间条件允许的情况下，吸振器的安装位置应尽量靠近半轴的中心，实际布置位置推荐在半轴1/3～1/2处。

3 半轴优化验证

如图12所示，某SUV车型加速行驶至3 400～3 800 r/min时，车内出现明显的轰鸣声。测试结果显示该转速段内噪声主要由2阶噪声贡献，对应频率段为113～127 Hz。

图12 驾驶员右耳噪声总级和2阶噪声曲线

通过对驱动半轴进行约束模态测试，得到半轴的1阶弯曲模态频率为119 Hz，如图13所示。因此判断是半轴1阶弯曲模态频率与发动机2阶点火激励频率耦合，导致半轴共振，引起了车内轰鸣声。

图13 驱动半轴频响曲线

通过优化计算后，为满足性能要求，采用双吸振器方案，吸振器的参数和位置如表2、图14所示。

表2 吸振器参数

图14 两吸振器安装位置

对车辆半轴安装吸振器后进行主观评价，3 400～3 800 r/min车内加速轰鸣声消失。测试结果如图15所示，可以看出3 400～3 800 r/min驾驶员右耳噪声总级和2阶噪声分别降低7.8和11.8 dB，该问题得到有效解决。

图15 驾驶员右耳噪声对比曲线

4 总结

通过设计吸振器优化工具、CAE建模分析以及实验验证，对影响半轴吸振器减振性能的各项因素进行了研究：

(1)系统的质量比决定最优频率比和最优阻尼比。

(2)系统的质量比越大，减振效果越优，实际工程应用中系统的质量比一般小于0.2。

(3)减小系统的频率比有利于解决汽车低转速共振问题，增大系统频率比有利于解决高转速共振问题。

(4)不断增大系统的阻尼比会使系统产生一个幅值较高的共振峰，而不断减小系统的阻尼比则会使两共振峰幅值均增大。

(5)双吸振器的减振效果可以在单吸振器的基础上增加40%左右。

(6)吸振器的安装位置越靠近半轴的中心，即1阶弯曲模态振幅最大处，其减振效果越好。

(7)根据研究成果，针对某SUV车型，设计半轴吸振器，成功消除其加速工况3 400～3 800 r/min车内轰鸣声问题，对解决类似工程问题具有较强的指导意义。