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汽車驅(qū)動半軸噪聲優(yōu)化分析
2021-12-10 11:49:48· 來源：汽車NVH云講堂
[摘要]由于動力總成和變速器布置的原因，驅(qū)動軸設(shè)計時一般分為長半軸與短半軸，短半軸長度短、質(zhì)量輕，因此模態(tài)較高，但是長半軸一般模態(tài)范圍在90Hz~130Hz之間，
[摘要]由于動力總成和變速器布置的原因，驅(qū)動軸設(shè)計時一般分為長半軸與短半軸，短半軸長度短、質(zhì)量輕，因此模態(tài)較高，但是長半軸一般模態(tài)范圍在90Hz~130Hz之間，在定制轉(zhuǎn)速下極易引起共振，引起車內(nèi)噪聲出現(xiàn)明顯峰值，本文通過CAE仿真與實際測試進行問題查找分析，通過加裝動力吸振器進行優(yōu)化，使車內(nèi)噪聲明顯降低。
關(guān)鍵詞：噪聲，半軸，動力吸振器，模態(tài)
汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展拉近了我們的空間與時間距離，極大的方便了我們的生活，它之所以能夠在路面快速的行駛，主要靠發(fā)動機輸出強勁動力與汽車輪胎在路面飛快的滾動，但是其兩大部件之間的動力傳動主要依賴汽車驅(qū)動半軸，目前市場上大多數(shù)家用汽車均是FF型發(fā)動機橫置，由于其特殊的布置方式造成了車輛變速器不得不靠近其中一側(cè)車輪，使得驅(qū)動半軸不得不設(shè)計成不等距的長短兩根半軸。短半軸長度短、質(zhì)量輕，因此模態(tài)較高，而長半軸由于長度過長，質(zhì)量略重，其一階彎曲模態(tài)一般范圍在90Hz~130Hz之間如圖1所示，目前市場上的中、低端轎車多為四缸四沖程發(fā)動機，額定轉(zhuǎn)速一般在6000rpm，發(fā)動機2階激勵范圍為25Hz~200Hz之間，在發(fā)動機加速過程中極易與長半軸彎曲模態(tài)耦合，形成共振引發(fā)車內(nèi)在相應(yīng)轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生振動及噪聲轟鳴峰值，通常降低該峰值的主要措施有①三段式半軸即長半軸中間增加支撐②空心軸③長半軸反節(jié)點位置增加動力吸振器，由于車輛空間總布置以及成本等原因當前采用最廣泛的是措施③長半軸反節(jié)點位置增加動力吸振器。
1．動力吸振器原理
對于汽車驅(qū)動半軸這樣的連續(xù)彈性體彎曲振動系統(tǒng)，通過動力吸振器質(zhì)量的動力作用，使動力吸振器在主系統(tǒng)（驅(qū)動軸）上產(chǎn)生一個與強迫振動力相位相反的可抵消反作用力，以此達到減震的目的，圖2為簡化后主系統(tǒng)無阻尼是動力吸振器模型。
其中動力吸振器模型有質(zhì)量塊附加彈簧單元和阻尼器構(gòu)成，M1、K1為主振系統(tǒng)等效質(zhì)量、等效剛度；M2、K2、C分別為動力吸振器質(zhì)量、剛度及阻尼；主動系統(tǒng)位移X1，動力吸振器位移為X2；F（t）為主振系統(tǒng)上的激勵力，由于此主振系統(tǒng)安裝動力吸振器后自由度增加，其響應(yīng)曲線由一個峰值變成兩個峰值，增加動力吸振器后期系統(tǒng)振動方程為
由上式可以得到主振系統(tǒng)的振幅放大因子α為：
其中
為主振系統(tǒng)固有頻率，
為動力吸振器固有頻率，Ч=m2/m1為質(zhì)量比，v=ω2/ω1為固有頻率比，
為動力吸振器阻尼比，λ=ω/ω1為激勵頻率比，ω表示激勵頻率。
根據(jù)以上動力吸振器數(shù)學方程，開發(fā)相關(guān)工具，單吸振器效果如圖 3，根據(jù)優(yōu)化吸振器的質(zhì)量比、頻率比和阻尼比，可以得到最優(yōu)吸振器參數(shù)。
2．某車型長半軸噪聲優(yōu)化
某四缸四沖程發(fā)動車型開發(fā)過程中，發(fā)現(xiàn)其全油門加速（節(jié)氣門全開）過程3500rpm附近車內(nèi)存在共振，嚴重影響NVH性能，初步懷疑是長半軸模態(tài)與發(fā)動機二階共振引起。
2.1 仿真分析
通過CAE仿真手段針對該車型長半軸模態(tài)進行分析，其中網(wǎng)格尺寸2mm,網(wǎng)格數(shù)量461986個，網(wǎng)格類型4面體，模擬驅(qū)動軸在整車安裝狀態(tài)下約束模態(tài)，材料參數(shù)詳見表1，仿真模型如圖4所示。
通過Nastran求解器計算，該驅(qū)動半軸一階彎曲模態(tài)頻率值為115.8Hz如圖5，二階彎曲模態(tài)頻率值為435.6Hz，其一階模態(tài)值與問題頻率吻合。
2.2試驗驗證
進一步通過試驗對長半軸進行頻響測試，測試時分別在車內(nèi)駕駛員右耳布置麥克風聲學傳感器以及在車輪轉(zhuǎn)向節(jié)布置加速度傳感器，實驗數(shù)據(jù)表明在3擋全油門加速過程車輪轉(zhuǎn)向節(jié)加速度峰值與車內(nèi)噪聲峰值在同一轉(zhuǎn)速下約3500rpm即117Hz如圖6-7，進一步驗證了車內(nèi)共振是由半軸模態(tài)引起。
根據(jù)以上結(jié)果，通過實測得知半軸等效質(zhì)量為2.67kg，共振頻率為116Hz，某驅(qū)動半軸供應(yīng)商動力吸振器實際質(zhì)量一般為0.36g±0.02，阻尼比為0.1~0.2（簡化了阻尼比的優(yōu)化），其中動力吸振器固有頻率比值為：
計算出動力吸振器工作頻率約為103Hz。
實際生產(chǎn)過程中，動力吸振器主要原材料均為橡膠，橡膠的配方、硫化溫度、時間、壓力等對橡膠的剛度及阻尼影響特別關(guān)鍵，某供應(yīng)商對橡膠的控制技術(shù)只能講動力吸振器頻率控制在±5%以內(nèi)，因此供應(yīng)商提供的動力吸振器有效工作頻率為95Hz~109Hz之間。
2.4 動力吸振器效果驗證
供應(yīng)商根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，制作了上限頻率、中間值頻率以及下限頻率硫化有動力吸振器的傳動軸，通過實車驗證，硫化有動力吸振器的傳動軸車內(nèi)全油門加速過程中，在3500Rpm附近車內(nèi)共振已明顯消除，車內(nèi)噪聲得到顯著改善，如圖9所示。
為驗證供應(yīng)商產(chǎn)品一致性以及對動力吸振器更好的控制，針對三種上中下限值頻率動力吸振器進行對比測試，通過試驗可知：三種限值均對車內(nèi)共振起到明顯效果，但是下限值頻率在該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)車內(nèi)2階噪聲仍存在較高峰值，如圖10 所示，建議采用上限值頻率與中間值頻率解決車內(nèi)共振問題。
2.5 動力吸振器安裝位置優(yōu)化
由于驅(qū)動半軸實際長度約700mm，我們分別選?、賬⑤個點進行動力吸振器硫化如圖11所示。
其中圖中①點與⑤點視為等效位置，②點與④點視為等效位置，③點為CAE仿真結(jié)果反節(jié)點位置，因此我們中間值頻率動力吸振器在③④⑤點位置制作了三種不同的驅(qū)動半軸進行位置優(yōu)化驗證，如圖12所示。
通過裝車試驗后對比發(fā)現(xiàn)三種安裝方式對車內(nèi)噪聲峰值均有改善，動力吸振器硫化位置處于③④點明顯降噪效果明顯優(yōu)于⑤點位置如圖12所示。
根據(jù)以上測試結(jié)果，結(jié)合動力吸振器最優(yōu)頻率及CAE仿真模型，建議將動力吸振器安裝位置選裝在驅(qū)動半軸反節(jié)點位置即圖5中心位置，同時根據(jù)車輛實際生產(chǎn)過程中考慮底盤總布置空間的影響及動力吸振器在工作過程中高速旋轉(zhuǎn)可能產(chǎn)生的干涉等問題,動力吸振器安裝盡可能靠近驅(qū)動半軸反節(jié)點位置。
3．小結(jié)
通過本文在后期整車開發(fā)過程中，我們可以通過CAE仿真手段有效預(yù)判驅(qū)動軸長半軸模態(tài)值及動力吸振器布置位置，針對可能出現(xiàn)的問題及時準備控制策略，對于已存與驅(qū)動半軸相關(guān)的NVH問題，通過計算確定裝動力吸振器各項參數(shù)，快捷有效的解決問題，從而改善整車NVH性能。
作者：李春楠1, 周健1，陳丹華2,何森東11
作者單位：中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，2上汽通用五菱汽車股份有限公司
來源：2017汽車NVH控制技術(shù)國際研討會論文集
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