应用动力吸振器降低车内轰鸣噪声

谷玉川，樊帆，龙书成

（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州 511434）

当汽车以某些特定的速度行驶时，或其发动机以某些特定的转速运转时，在乘坐室产生了很大的峰值噪声，这种噪声称之为车内轰鸣声[1]。轰鸣声具有如下特征：

（1）在频谱图上与其相邻的频率成分相比，具有很高的声压级峰值，且峰值频带很窄；

（2）具有明显的带频性质，一般在20～200 Hz范围内；

（3）伴随着轰鸣声的出现，往往在乘坐室内产生驻波[1]。

动力吸振器技术最早由Frahm H.提出[2]。被动式动力吸振器由于其结构简单，占用空间少，能有效抑制频率变化范围较小的结构振动等优点，经常用于汽车振动问题的解决[3―5]。

通过分析某采用自主研发车型2 400 r/min附近的车内轰鸣声问题（该车型采用排量为1.8 L的增压直列4缸汽油发动机），应用动力吸振器技术，提出一种降低车内轰鸣噪声的解决方案。

1 车内噪声分析

根据主观评价结果，车内前排、后排在2 400 r/min左右均有明显的轰鸣噪声。为寻找该噪声的声源，在行驶工况下，变速器挂入二档，从1 000 r/min～4 000 r/min缓慢加速。采用麦克风（B&K 4189）及噪声振动测量系统（B&K 3560 D）等设备，对车内驾驶员内耳声压、后排乘员内耳声压进行测量和采集，如图1—图4所示。

图1 前排驾驶员内耳噪声overall

图2 前排驾驶员内耳噪声瀑布图

图3 后排乘客内耳噪声overall

图4 后排乘客内耳噪声瀑布图

从图1及图3中可以看出，声压级在2 400 r/min左右存在较大峰值，并且在此峰值2阶声压贡献较大，通过图2及图4发现在80 Hz，2 400 r/min左右车内噪声明显增大。因此，确定该噪声峰值主要由发动机2阶激励引起。在实车状态下对前副车架进行约束模态试验，从频率响应函数可以得到前副车架第1阶模态频率为81.7 Hz，该频率与车内2 400 r/min所对应的轰鸣声频率相吻合，初步判断引起车内轰鸣声的原因是发动机2阶激励与前副车架第1阶模态产生共振。根据图5所示前副车架模态振型可知，前副车架右纵梁与前横梁交点处振动位移较大。

图5 前副车架第1阶模态振型

2 动力吸振器的设计

对于多自由度系统，若各阶固有频率相隔较远，通常可以忽略各模态之间的相互影响，在振动控制中，将各模态分别处理。因此，可以在响应最大的共振频率下，设计一个吸振器，并将它安装在振动最大的部位。

2.1 有阻尼动力吸振器的基本原理

在振动物体上另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度的振动，从而衰减主系统的振动[6]。

不考虑主质量系统阻尼时，将简化后的单自由度系统作为主系统，主质量系统装有有阻尼动力吸振器后，成为两自由度系统，模型如下图6所示[7]。

图6 有阻尼动力吸振器的两自由度系统模型

其中动力吸振器的质量为m、刚度为k、阻尼为c2、动力吸振器位移响应为x2，主系统等效质量为Mr、等效刚度为Kr、主系统等效质量位移响应为x1，在激励Qrcosωt的作用下，系统的动力学方程为

该动力学方程的解为

其中A1为主系统振幅，A2为动力吸振器振幅。

将主质量系统的振幅与静变形之比称为动力放大系数，可得

《企业年金试行办法》规定，企业和员工自愿建立补充养老制度。现实是：企业年金在国有企业实施较为充分，但建立企业年金的私营企业数量较少，企业都是以营利为目的，有几个私营企业会自愿？但我们见到的是与之相对应的公务员的职业年金已经实行，有人戏称：公务员使用的是纳税人的钱，应发尽发，应缴尽缴；而企业对员工的福利是，能不发就不发，能少缴就少缴。

图7 主质量系统幅频响应曲线

根据式（3）可导出最优调谐比的解析式

根据最优调谐比可以推导出最优阻尼比为：

将式（4）、式（5）代入式（3）可得

2.2 有阻尼动力吸振器的设计

（1）设计有阻尼动力吸振器，首先应选择合适的质量比，确定动力吸振器的质量m。根据式（6）可知，μ越大对前副车架在减震区工作越有利，但考虑到布置空间及实际结构的可行性，一般选取m=(0.1～0.3)Mr[6]。现在选取m=3 kg，μ=0.1的方案。

（2）根据最佳调谐比，确定吸振器的固有频率和动刚度。

式中fa为动力吸振器固有频率；fn为主系统固有频率；k为动力吸振器动刚度。

（3）根据最佳阻尼比公式，计算最佳阻尼比、粘性阻尼系数。

（4）根据动力吸振器以上参数，充分考虑布置、结构等因素设计动力吸振器，将动力吸振器布置于前副车架右纵梁偏右悬置位置，安装状态如图8所示。

图8 动力吸振器安装状态示意图

3 试验验证

实车在干燥沥青路进行不同工况的车内噪声测试，结果如图9及图10所示，前排驾驶员内耳噪声、后排驾驶员内耳噪声在2 400 r/min附近，总声压级最大下降3 dB（A）。如图11及图12所示，前排驾驶员内耳2阶噪声、后排驾驶员内耳2阶噪声在2 400 r/min附近，噪声降低明显，主观评价轰鸣声得到有效改善。

图9 前排驾驶员内耳噪声overall

图10 后排驾驶员内耳噪声overall

图11 前排驾驶员内耳2阶噪声

图12 前排驾驶员内耳2阶噪声

4 结语

（1）本文运用阶次分析技术和试验模态分析技术诊断出引起2 400 r/min车内噪声的原因是发动机2阶激励与前副车架1阶模态产生共振，从而引起的轰鸣噪声。

（2）对有阻尼动力吸振器的减振特性进行了理论分析，设计出参数合理的动力吸振器来抑制前副车架的共振，并通过实验验证，该动力吸振器最大降低车内噪声3 dB（A）。

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[3]Vinod K.Singh,Nitin Wani,Naveen Rastogi.Designing a tuned torsional damper for automotive applications using fea and optimization[C].SAE Technical Paper Series 2005-01-2293.2005.

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[5]兰靛靛，闵福江，邵明亮.动力吸振器技术在车内轰鸣声控制中的应用[J].振动、测试与诊断，2011，31（3）：335.

[6]庞剑，谌刚，何 华.汽车噪声与振动:理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.141.

[7]代林，上官文斌，张少飞.n级动力吸振器的建模及参数优化[J].噪声与振动控制，2012，32（3）：46.

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