动力吸振器在改善车内轰鸣声中的应用与研究

陈 林，匡 芳，周副权，严 辉，王 成

（1.襄阳达安汽车检测中心有限公司，湖北 襄阳 441004；2.东风汽车公司技术中心，湖北 武汉 430058）

随着汽车工业的发展，汽车舒适性越来越受到人们的关心，其噪声振动问题日益成为消费者购买汽车时所考虑的因素之一。车内轰鸣声具有压迫人耳的特点，极易引起驾驶员和乘客的抱怨，因此，若车型开发过程中出现轰鸣声问题，必须予以解决。

在车型开发前期，可以通过修改结构、材料等措施来解决噪声问题。但是，如果车型处于开发后期，仍采用上述方法不仅会增大开发成本，还会延长开发周期，此时，动力吸振器无疑是一个很好的选择。动力吸振器具有结构简单、质量小、占用空间小、能有效抑制问题频率附近振动的特点，已被广泛应用于解决汽车振动噪声问题。McKillip等［1］在汽车转向盘上加装了动力吸振器，并通过试验验证了该方案有良好的减振效果。郭志军［2］在某轻型客车的动力总成部件上安装动力吸振器，很好地抑制了其在垂直方向上的振动。龙岩等［3］设计了一款动力吸振器安装在某皮卡车的悬置上，改善了发动机激励的传递特性。谯万成等［4］在后悬置支撑梁上安装动力吸振器，明显改善了车内轰鸣声问题。

汽车开发过程中，断开路径法和加质量块方法经常被用于传递路径鉴别。断开路径法是最简单快速的传递路径鉴别方法，但是，若该路径无法断开进行试验，该方法将无用武之地。对于传递路径上的共振问题，通过模态试验共振部件相对容易发现，工程上一般通过在共振部件上加质量块的方法避开共振频率，减小部件响应，来验证问题是否与该部件有关；而对于传递路径上部件不存在共振现象这种情况，加质量块难以有效减小部件响应，该方法也无法运用。

本文运用动力吸振器，成功解决了某乘用车车内轰鸣声问题。同时，针对传统传递路径查找方法的不足，总结出一种新的传递路径鉴别方法。

1 车内噪声分析

1.1 问题描述

某款自主品牌车在3挡全油门工况下，主观评价认为样车（4缸发动机）在转速3600 r/min附近车内前排轰鸣声比较明显，4800 r/min附近轰鸣声尤为突出。为进一步确认问题点，对该样车进行了道路行驶测量试验，结果如图1所示。

试验结果表明：发动机转速在3600 r/min附近，驾驶员右耳处噪声OA值达74dB（A），噪声2阶达86.9dB；4800 r/min左右时，驾驶员右耳处噪声OA值达78.7dB（A），其主要贡献为发动机2阶噪声，达91dB，对应频率160 Hz。客观测量与主观评价结果一致，轰鸣声不能满足设定目标，需改善优化。

1.2 原因查找

图1 驾驶员右耳处噪声测量值

根据激励源-传递路径-响应的分析思路，激励源为发动机2阶激励，主要传递路径可能为发动机悬置、传动轴、排气管吊耳，响应发声部件为车身某板件。针对以上轰鸣声问题，对主要传递路径上的测点进行了振动加速度测量，试验结果如图2所示。

图2 抗扭拉杆车身侧测点振动图

从图2中可以看出发动机抗扭拉杆车身侧振动在3 600 r/min、4800 r/min附近出现与车内轰鸣声相对应的峰值。鉴于以上结果，推断造成轰鸣声的原因有以下可能：①抗扭拉杆在3600 r/min（2阶对应频率120 Hz）、4800 r/min（2阶对应频率160 Hz）附近隔振率较差，该频率附近的振动未能得到有效衰减；②抗扭拉杆存在120 Hz、160 Hz的固有频率而发生共振，将振动放大而传至车身。

通过对抗扭拉杆进行隔振率和固有频率分析，进一步锁定导致该车车内轰鸣声问题的原因为抗扭拉杆共振，将振动放大并传递至车身，抗扭拉杆Z方向固有频率分析结果如图3所示。

综上所述，解决该车内轰鸣声的最佳方案是提高抗扭拉杆的固有频率。然而，鉴于该车型已处于开发后期，受开发周期及开发成本所限，首先考虑采用动力吸振器方案来解决该车型的轰鸣声问题。

2 动力吸振器理论及其参数匹配

2.1 动力吸振器理论

图3 抗扭拉杆Z方向固有频率

动力吸振器的基本原理是：在振动物体上附加质量弹簧共振系统，使附加系统产生一个与主系统相位差180°的振动，从而衰减主系统的振动［5］。

不动点理论是动力吸振器参数优化的基本理论，且考虑到抗扭拉杆由橡胶元件固定，主系统的阻尼应该被考虑。文献［6］给出了考虑主系统阻尼的动力吸振器最优参数：质量比、最优频率比、最优阻尼比，分别由式（1）（2）（3）表示。

式中：m1——主系统的等效质量；m2——动力吸振器质量，μ越大，吸振效果越好，但考虑到空间和质量的限制，其一般取值范围为0.1～0.3［5］；ω1——主系统固有频率；ω2——动力吸振器固有频率；ζ1——主系统的阻尼比；ζ2——动力吸振器阻尼比。

2.2 动力吸振器参数匹配

根据动力吸振器理论分析可知，设计动力吸振器的最优基本参数（质量、刚度、阻尼），需首先确定主系统的等效质量、频率、阻尼比。对于单自由度结构阻尼系统，其加速度频响函数可由式（4）表示［7］。

式中：g——阻尼比；ωn——固有频率；k——对应刚度。由图3可知，抗扭拉杆固有频率ωn=160 Hz，根据半功率法可求得ζ1=g=0.1；当ω=ωn时，|H(ω)|=8.3，可计算出k，进而计算出主系统等效质量m1=1.2 kg。取m2=0.36 kg，并将以上参数带入式（2）和式（3），最终求得动力吸振器的频率、阻尼比分别为ω2=114 Hz、ζ2=0.31。

3 试验验证

为快速明确问题原因，并确定最终解决方案，本文先后进行了4种方案的试验验证，方案具体内容详见表1。

图4和表2给出了抗扭拉杆安装动力吸振器前后的FRF结果。方案1、2和方案4在120 Hz处FRF值减小5dB左右，160 Hz处减小10dB以上，吸振效果明显；方案3在120 Hz处FRF值仅减小1.1dB，160 Hz处减小5.3dB，吸振效果较差。

表1 试验方案

图4 抗扭拉杆安装动力吸振器前后Z方向固有频率

表2 抗扭拉杆原点FRF（dB）结果

图5为安装动力吸振器前后驾驶员右耳噪声OA值。从图5中可以看出，方案1、2和4中驾驶员右耳噪声OA值在4200 r/min以上都有一定程度的减小。在4800 r/min附近，方案1减小3.5dB（A），方案2减小3.7dB（A），方案4减小3.0dB（A），以上3个方案在4800 r/min处满足目标要求；此外，方案4中，3600 r/min处驾驶员右耳噪声OA值也减小了1～2dB（A）。方案3中，安装动力吸振器前后驾驶员右耳噪声OA值无明显变化。

图6及表3给出了各方案中安装动力吸振器前后驾驶员右耳噪声2阶结果。从图6中可以明显看出，方案1、2和4中驾驶员右耳噪声2阶在4200 r/min以上都有显著减小。方案1在4800 r/min处减小5.3dB，可断定抗扭拉杆是该轰鸣声的主要传递路径，结合抗扭拉杆原点FRF结果，推断抗扭拉杆共振是导致轰鸣声的主要原因。方案2、4中的抗扭拉杆（不安装动力吸振器）和方案3中抗扭拉杆（安装动力吸振器）并不存在160 Hz固有频率，但是在4800 r/min处驾驶员右耳噪声2阶仍出现峰值达90dB，进一步断定抗扭拉杆仅是主要传递路径，即使其不发生共振，若不能有效地减小其在160 Hz处的响应，将难以控制4800 r/min处的轰鸣声。方案2安装吸振器后在4800 r/min处轰鸣声减小4.5dB，说明方案2中吸振器安装位置可行。方案3对4800 r/min处轰鸣声没有明显改善，该结果表明，不考虑主系统而单独设计动力吸振器并没有意义。方案4中安装动力吸振器后，4800 r/min处轰鸣声减小5.8dB，验证了工程方案的可行性。

表3 车内噪声2阶（dB）试验结果

此外，方案2和方案4对3600 r/min处轰鸣声也有明显改善效果，噪声2阶都减小2.2dB。进一步得出结论：抗扭拉杆也是3600 r/min处轰鸣声的传递路径，并且可通过安装动力吸振器来减小该处轰鸣声。

图5 各方案安装动力吸振器前后驾驶员右耳噪声OA值

图6 各方案安装动力吸振器前后驾驶员右耳2阶噪声

鉴于断开传递路径法和加质量块方法的不足，结合以上4种方案的分析，本文总结出一种新的传递路径鉴别方法：即在传递路径（无法断开进行试验，且未发现可能共振的部件）上安装动力吸振器，通过该部件在问题频率处响应变化的大小，来判断该路径是否为噪声振动问题的主要传递路径。

4 结论

本文针对某车型车内轰鸣声进行了问题分析，查找出轰鸣声的主要传递路径，提出了解决方案，并展开了试验验证，成功解决了其车内轰鸣声问题，主要结论如下。

1）该车型在3600 r/min、4800 r/min附近的车内轰鸣声问题，是由发动机振动经抗扭拉杆传递至车身所致，通过在抗扭拉杆上安装本文方案4中的动力吸振器，可将驾驶员右耳3600 r/min处2阶噪声从87.7 dB减小至85.5dB，4800 r/min处2阶噪声从89.7dB减小至83.9dB。

2）本文总结出一种传递路径鉴别新方法，即在传递路径上安装动力吸振器，通过该部件在问题频率处响应变化的大小，来判断该路径是否为噪声振动问题的主要传递路径，该方法可弥补断开传递路径法和加质量块方法的不足。