動力吸振器在驅動橋減振降噪上的應用

劉國政， 史文庫， 鄭煜圣， 陳志勇

(吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022)

動力吸振器廣泛應用在被動減振領域，能有效吸收特定頻率的振動，通常由質量塊、彈簧和阻尼組成，具有結構簡單、價格便宜和通用性強等特點。動力吸振器在汽車上也廣泛應用，例如傳動軸[1-2]、副車架[3-4]、方向盤[5]、懸架[6]和發動機曲軸[7]等等。

驅動橋是汽車傳動系的最后環節，也是整車振動噪聲的重要來源，尤其對于當下較流行的電動車，驅動橋的振動噪聲更為明顯[8-10]。驅動橋振動噪聲的根源主要是后橋主減速器齒輪的嚙合沖擊力，通過軸承傳遞給橋殼，使得橋殼發生共振，向外輻射噪聲。對于驅動橋的振動噪聲，通常從齒輪嚙合激勵源出發，通過減小主減速器螺旋錐齒輪的傳動誤差來降低激勵力，從而減小橋殼的振動響應[11-13]。然而，由于齒輪提升空間的限制，無法僅僅通過優化齒輪來降低后橋振動噪聲，且驅動橋往往僅在某一轉速范圍內存在較嚴重的嘯叫問題，許多學者在驅動橋上增加動力吸振器來降低振動噪聲。郭年程等[14]通過試驗和有限元模態分析的方法，對某中型客車的驅動器橋噪聲進行分析，并采用動力吸振器和橋殼改進等方法降低驅動橋噪聲。謝小洋等[15]為了解決由后橋引起的車內200～240 Hz轟鳴聲，設計動力吸振器，并進行試驗驗證。對于動力吸振器的設計，通常將主振系統簡化為單自由度振動，由質量點、彈簧和阻尼組成。但實際結構往往較復雜，按照單自由度系統設計的吸振器，有可能效果不明顯，需要進行多次試驗驗證和參數調整。

本文針對某驅動橋在2 600 r/min附近的嘯叫問題，設計動力吸振器，并采用有限元和多體動力學結合的方法，對吸振器的效果進行仿真分析，最后進行試驗驗證，對驅動橋振動噪聲的控制具有實際意義。

1 驅動橋嘯叫分析

本文所研究的對象為國產皮卡車的后驅動橋，當后橋的輸入轉速在2 600 r/min(車速90 km/h)附近時，在車內能聽到明顯的后橋嘯叫，尤其是后排座椅位置。由于后橋嘯叫發生在常用車速，主觀評價較差，嚴重影響乘坐舒適性。為此，對驅動橋振動噪聲進行整車試驗，客觀分析驅動橋嘯叫特性，為后期的改進提供依據。

試驗所用儀器有比利時LMS聲振測試前端、PCB振動加速度傳感器、GRAS聲學麥克和霍爾轉速傳感器等。圖1是傳感器布置位置，參考GB/T 18697[16]，聲學麥克布置在后排座椅位置；振動加速度傳感器布置在橋殼表面的小齒輪外軸承座、橋殼底部、主減速器殼和橋殼后蓋等位置；霍爾轉速傳感器布置后橋輸入軸法蘭盤位置，采集后橋的輸入轉速。

圖1 整車試驗傳感器布置Fig.1 Sensor arrangementfor vehicle test

圖2 車內噪聲測試結果Fig.2 Measurement results of vehicle interior noise

圖2是車內噪聲的測試結果，從車內噪聲的階次追蹤圖上可以看出，車內噪聲主要以發動機的2階、4階和6階噪聲為主。后橋小齒輪齒數為9，每轉動一圈有9次嚙合沖擊，故9階噪聲是后橋齒輪的齒頻噪聲。從圖2(b)可以看出，齒頻噪聲在2 600 r/min附近存在明顯的峰值，車內乘員也能主觀感受到后橋的嘯叫。

圖3是橋殼振動的階次追蹤圖，可以看出在390 Hz附近存在明顯的共振帶，齒頻激勵與共振帶在2 600 r/min時重合，導致后橋的振動噪聲加劇。

圖3 橋殼振動測試結果Fig.3 Vibration test results

2 動力吸振器設計

2.1 動力吸振器原理

圖4是動力吸振器模型，主振系統忽略阻尼，系統運動微分方程為

(1)

式中：M和m分別為主振系統和動力吸振器的質量，k1和k2分別是是主振系統和動力吸振器的剛度，c是動力吸振器的阻尼，x1和x2分別是主振系統和動力吸振器的位移，F(t)為主振系統的激勵力。

圖4 動力吸振器模型Fig.4 Dynamic vibration absorber model

由式(1)推導得主振系統的位移對激勵力的動力放大系數為[17-19]

(2)

式中：g=ω/ωn為頻率比，ωn為主振系統的固有圓頻率；f=ωa/ωn為調諧比，ωa為吸振器固有頻率；μ=m/M為質量比；ηa為吸振器阻尼比。

最佳調諧比[18]

f=1/(1+μ)

(3)

最優阻尼比為[18]

1.2 手術方法 球囊擴張組：鼻竇球囊擴張術采用Wolf公司生產的鼻內鏡系統(型號：7230AA)，其內窺鏡直徑為1.9～4 mm。40例患者均采用1%利多卡因+麻黃堿對鼻腔黏膜進行局部麻醉，在鼻內鏡直視下，將鼻竇球囊導管放置在目標竇口附近。推送發光導絲，觀察光斑確認目標竇口。推出球囊擴張管，確定其頭端球囊的近中部位于目標竇口，充水加壓膨脹(一般采用10個大氣壓)，維持15 s后抽出液體回縮球囊。無彈性的骨性結構輕微骨折，有彈性回縮力的黏膜組織受到塑型，成功擴張目標竇口。撤出球囊導管和導絲，插入沖洗導管，對目標鼻竇沖洗治療。撤出整套器械，即可結束手術。

(4)

將式(3)和(4)代入式(2)，可得

(5)

從式(5)可以看出，質量比越大，動力吸振器的吸振效果越好。但是在初始設計階段，常按實際要求來選擇，一般μ<0.5；若動力吸振器質量太大，采用動力吸振器方案來抑制主系統的振動已沒有太大的意義[17]。

2.2 參數設計

2.3 結構設計

動力吸振器采用圖5所示的結構，主要由五部分組成：質量塊、套管、螺栓、橡膠墊和底座。它們由螺栓連接裝配成一體，套筒控制兩質量塊之間的距離，可以通過套筒的長度調整橡膠墊的預緊力；底座用來跟后橋連接固定；橡膠墊提供彈性剛度和阻尼；質量塊相當于振動系統的質量。整個動力吸振器系統中，橡膠起到彈簧和阻尼器作用，是設計的關鍵部分，因此需要對剛度值進行有限元仿真分析，通過反復調整橡膠墊的直徑和厚度使得吸振器的剛度達到設計值。

圖5 動力吸振器結構圖Fig.5 Structure of dynamic vibration absorber

橡膠是典型的超彈性材料，其力學行為具有很強的非線性，在有限元分析中，橡膠材料的屬性至關重要。本設計采用橡膠的邵氏硬度為60。不同于金屬材料，橡膠的力學行為是用超彈性本構模型來描述，常用的本構模型有Mooney-Rivlin、Neoh-Hookean、Yeoh、Ogden等模型，本文采用Mooney-Rivlin模型，因為其結構簡單，能較好的描述橡膠的超彈性行為[20]。其一般形式為

(6)

(7)

求得橡膠的超彈性本構模型參數為C10=0.482 5,C01=0.120 625。

在CATIA里建立動力吸振器的三維數模，將數模以stp格式導入到Hypermesh中劃分網格，賦予網格材料屬性；再將網格以inp格式導入到ABAQUS軟件里，設置邊界條件和載荷，進行剛度仿真計算。加載時，固定動力吸振器的底座，給質量塊施加徑向位移。圖6是吸振器應變云圖，可以看出橡膠變形較大，仿真得到的橡膠徑向剛度徑向剛度為3 911 N/mm，跟理論值3 830 N/mm僅僅相差2%，可認為滿足設計要求。

圖6 動力吸振器應變云圖(徑向位移1 mm)Fig.6 Strain nephogram of dynamic vibration absorber

2.4 安裝位置

圖7是驅動橋總成的約束模態的仿真結果，模態頻率為400 Hz，且在350～450 Hz范圍內只存在這一個模態，可以確定驅動橋在2 600 r/min時的共振由此階模態引起。模態振型表現為主減速器殼在水平面內左右擺動。所以吸振器在安裝時保證其徑向跟Y向重合，這樣才能保證最優的吸振效果。

圖7 模態仿真結果Fig.7 Modal simulation results

考慮到安裝空間及主減速器殼的實際結構，安裝位置初步定為如圖8所示：動力吸振器的徑向和整車坐標系的Y軸、Z軸平行，動力吸振器軸向和整車坐標系的X軸平行。在安裝動力吸振器時，需要在主減殼上加工用于安裝吸振器的凸臺和螺紋孔。

圖8 動力吸振器安裝位置Fig.8 Installation position of dynamic vibration absorber

3 改進效果驗證

3.1 仿真驗證

如圖9所示，用ABAQUS軟件建立驅動橋總成和動力吸振器的剛柔耦合模型：驅動橋為完整的有限元模型，動力吸振器用質量點、彈簧和阻尼器代替。彈簧剛度為3 911 N/mm，阻尼比為0.05，質量點的質量為0.6 kg。

在小齒輪外軸承位置施加幅值為500 N、頻率為390 Hz的正弦載荷，時間長度為0.2 s。如圖10所示，提取主減殼表面同一位置改進前后的振動加速度響應信號，加裝動力吸振器后主減殼振動幅值衰減75%左右，減振效果明顯。

圖9 驅動橋剛柔耦合模型Fig.9 Rigid flexible coupling model of drive axle

3.2 試驗驗證

圖11是改進前后的驅動橋樣件，由于試驗條件的限制，無法對改進后的樣件進行整車試驗，故采用臺架試驗的方法，分析吸振器對驅動橋振動噪聲的改善效果。

圖10 主減速器殼體振動信號Fig.10 Vibration signal of main reducer housing

圖11 驅動橋改進前后樣件Fig.11 Specimen before and after improvement of drive axle

臺架試驗在傳動系試驗臺上進行，參考驅動橋的整車安裝狀態，固定板簧座位置；模擬整車行駛工況，在輸入端施加轉速，兩半軸端施加阻力矩。為了避免外界環境的影響，驅動橋的振動噪聲試驗應在消聲室內進行，但是由于實驗條件的限制，如圖12(a)所示，筆者利用硬質泡沫和吸音棉搭建“消聲室”，試驗之前測得消聲室內外的噪聲聲壓級差值為8 dB(A)，可以認為消聲室能有效屏蔽外界噪聲，減少外界噪聲對試驗結果的干擾。

圖12 驅動橋臺架試驗Fig.12 Test of the drive axle

圖13是改進前后橋殼表面振動的階次追蹤圖，以輸入轉速為參考轉速，9階和18階分別為齒頻和2階齒頻。原結構在390 Hz附近存在明顯的共振帶，改進結構的共振帶消失，說明吸振器能有效降低橋殼在390 Hz的共振。

圖13 橋殼振動的階次追蹤圖Fig.13 Order tracking graph of drive axle’s vibration

圖14是改進前后的噪聲試驗結果，測點位置參考QC/T 533—1999[22]，為主減殼上方300 mm處，可以看出：改進后總噪聲在2 600 r/min附近降低約3 dB(A)，9階噪聲降低約6 dB(A)。綜上分析，安裝動力吸振器后，驅動橋在2 600 r/min附近的振動噪聲明顯改善。

圖14 改進前后的噪聲對比Fig.14 Comparison of noise before and after improvement

4 結 論

本文通過設計動力吸振器來降低驅動橋的噪聲，詳細闡述了動力吸振器的設計流程，并進行了仿真和試驗驗證，主要結論如下。

(1) 對于傳統內燃機汽車，車內噪聲主要是發動機階次噪聲；后橋齒輪噪聲不明顯。

(2) 當后橋齒頻激勵與橋殼固有頻率重合時，會引起橋殼共振，車內有可能聽到后橋嘯叫。

(3) 動力吸振器能有效抑制驅動橋共振，降低驅動橋的齒頻噪聲。

(4) 加裝動力吸振器后的驅動橋，后續還需試制樣件，并且在整車上進行驗證嘯叫的影響。