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某MPV加速聲品質(zhì)優(yōu)化

2020-03-19 07:08:22·  來源：汽車NVH云講堂  作者：呂兆平  
　
原創(chuàng) 昨天謝 旭1,2，何森東2，呂兆平3，李春楠2(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070；2.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300;3.上汽
謝 旭1,2，何森東2，呂兆平3，李春楠2
(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070；2.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300;3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545000）

摘 要：某MPV全負(fù)荷加速過程車內(nèi)出現(xiàn)異響，嚴(yán)重影響整車聲品質(zhì)。應(yīng)用LMS公司的Test.Lab振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲、動(dòng)力總成系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)、噪聲數(shù)據(jù)采集，通過主觀評(píng)價(jià)、傳遞路徑分析、模態(tài)分析和頻譜分析，確定加速異響傳遞路徑為發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置，副車架約束模態(tài)與后懸置存在共振風(fēng)險(xiǎn)。運(yùn)用Abaqus軟件對(duì)后懸置-前副車架進(jìn)行模態(tài)仿真計(jì)算，提出調(diào)整后懸置橡膠靜剛度方案，實(shí)現(xiàn)后懸置與副車架模態(tài)解耦。進(jìn)一步試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，車內(nèi)加速噪聲異響問題得到明顯改善。為優(yōu)化MPV加速噪聲提供一種借鑒方法。

關(guān)鍵詞：聲品質(zhì)；傳遞路徑；模態(tài)分析；后懸置；靜剛度

汽車的噪聲、振動(dòng)和舒適性(Noise，Vibration and Harshness)性能是評(píng)價(jià)整車動(dòng)態(tài)性能重要指標(biāo)之一，汽車的所有結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)幾乎都涉及 NVH問題[1]。在所有用戶抱怨的汽車問題中，約有1/3的問題與NVH相關(guān)，NVH性能水平高低直接影響產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。近年來，MPV已經(jīng)成為我國(guó)汽車市場(chǎng)一個(gè)重要的細(xì)分領(lǐng)域，研究整車NVH性能對(duì)于提高M(jìn)PV的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力具有重要意義。

汽車加速過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)和動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)工作粗暴，容易將噪聲振動(dòng)傳進(jìn)車內(nèi)，其主要頻率集中在50-400Hz范圍內(nèi)[2]。目前，針對(duì)汽車加速噪聲產(chǎn)生機(jī)理的研究方法有傳遞路徑分析、模態(tài)分析和頻譜分析[3]，運(yùn)用試驗(yàn)和CAE仿真相結(jié)合的手段，確定噪聲的激勵(lì)源和傳遞路徑。加速工況的降噪優(yōu)化，通常在傳遞路徑上采取隔斷手段[4]，主要措施有在懸置、副車架、進(jìn)排氣系統(tǒng)等與車身的連接處提升動(dòng)剛度，改變子系統(tǒng)的模態(tài)分布，改善傳動(dòng)半軸的振動(dòng)特性以及前圍加強(qiáng)隔音等。

本文針對(duì)某新開發(fā)前置前驅(qū)MPV在樣車試驗(yàn)期間，在急加速過程中車內(nèi)出現(xiàn)“咚咚”異響聲的現(xiàn)象進(jìn)行研究。采用試驗(yàn)和CAE仿真相結(jié)合的方法，分析引起“咚咚”聲異響問題的原因，多方案驗(yàn)證，提出降低異響的措施，有效提高該MPV的加速聲品質(zhì)。

1 加速噪聲激勵(lì)源分析

1.1 加速噪聲主觀評(píng)價(jià)

在樣車試驗(yàn)期間，測(cè)試人員主觀感受急加速時(shí)車內(nèi)前排可聽到“咚咚”聲異響，在2500-3000rpm轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)尤為明顯，聲品質(zhì)較差。

1.2 階次分析原理

周期負(fù)荷作用下的單軸或者多軸的旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的激勵(lì)通常是疊加的正弦波，且激勵(lì)的頻率為基本頻率的整數(shù)倍。這些頻率倍數(shù)稱之為諧波相對(duì)于該基頻的階次，即階次指的是被分析發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸每轉(zhuǎn)內(nèi)發(fā)生的循環(huán)振動(dòng)的次數(shù)[5]。

試驗(yàn)車所搭載動(dòng)力為直列四缸四沖程

發(fā)動(dòng)機(jī)，階次與頻率、轉(zhuǎn)速的換算關(guān)系：
  
 
式中f表示頻率，Hz；n表示轉(zhuǎn)速，rpm；k表示階次。

1.3 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)設(shè)備采用LMS振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)，對(duì)試驗(yàn)車振動(dòng)噪聲進(jìn)行數(shù)據(jù)采集及處理，所用的試驗(yàn)設(shè)備如表1所示。

表1 試驗(yàn)設(shè)備
 
車內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)為駕駛員右耳，變速器檔位為3檔，采用發(fā)動(dòng)機(jī)全負(fù)荷加速行駛工況，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍1000-4500rpm，覆蓋出現(xiàn)加速咚咚聲的轉(zhuǎn)速區(qū)段。圖1為加速工況原車車內(nèi)噪聲頻譜圖，圖2為原車車內(nèi)聲壓級(jí)圖。

圖1原車車內(nèi)噪聲頻譜圖

圖2原車車內(nèi)聲壓級(jí)圖

從原車車內(nèi)噪聲頻譜圖可以看出，共振帶能量主要集中在180-260Hz范圍內(nèi)，為加速“咚咚”聲主要貢獻(xiàn)頻段。原車車內(nèi)聲壓級(jí)圖顯示，3000rpm 附近4階階次噪聲峰值和總聲壓級(jí)峰值對(duì)應(yīng)關(guān)系吻合，判斷可能與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)有關(guān)。由式1換算3000rpm峰值對(duì)應(yīng)頻率為200Hz，處于噪聲頻譜圖共振帶范圍內(nèi)，該峰值為“咚咚”聲的主要貢獻(xiàn)量。

2 噪聲源排查

2.1 激勵(lì)源分析

為準(zhǔn)確判斷車內(nèi)噪聲180-260Hz共振帶的激勵(lì)源是否與發(fā)動(dòng)機(jī)有關(guān)，需要采集3檔全油門工況下發(fā)動(dòng)機(jī)本體附近及其附件的振動(dòng)頻譜，與原車噪聲頻帶進(jìn)行對(duì)比分析。

試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)為壓縮機(jī)支架、變速箱殼體、發(fā)動(dòng)機(jī)油底殼，測(cè)試分析結(jié)果如圖3所示。

圖3發(fā)動(dòng)機(jī)本體及其附件振動(dòng)頻譜圖：（a）壓縮機(jī)支架，（b）變速箱殼體，（c）發(fā)動(dòng)機(jī)油底殼

由圖3測(cè)試分析結(jié)果可知，壓縮機(jī)支架共振頻率為210Hz左右，變速箱及油底殼存在210~260Hz共振帶與車內(nèi)噪聲問題頻帶較為吻合。以上分析說明，車內(nèi)噪聲峰值激勵(lì)源與發(fā)動(dòng)機(jī)有關(guān)。

2.2 傳遞路徑分析

按照傳遞方式的不同，車內(nèi)噪聲可分為空氣噪聲與結(jié)構(gòu)噪聲。其中，以發(fā)動(dòng)機(jī)為主體的動(dòng)力總成為激勵(lì)源所產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲，通常以懸置元件、副車架、連接襯套作為傳遞媒介，最后向車內(nèi)輻射噪聲[6]。因此，為確定加速噪聲共振頻段的傳遞路徑，需對(duì)動(dòng)力總成與車身連接部位進(jìn)行傳遞路徑分析。

2.2.1 懸置加速振動(dòng)測(cè)試分析

本文試驗(yàn)車懸置系統(tǒng)為三點(diǎn)式布置，其中后懸置通過前副車架與車身連接。利用LMS振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)采集發(fā)動(dòng)機(jī)懸置車身側(cè)的振動(dòng)頻譜，工況為3檔全負(fù)荷加速。

圖4 懸置車身側(cè)振動(dòng)頻譜圖：（a）后懸置，（b）左懸置，（c）右懸置

由圖4可知，在噪聲峰值問題頻段后懸置振動(dòng)能量最大，右懸置其次。因此，判斷后懸置為主要傳遞路徑，其次為右懸置。

2.2.2 副車架模態(tài)測(cè)試分析

發(fā)動(dòng)機(jī)作為激勵(lì)源，其激勵(lì)頻率與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率耦合，導(dǎo)致振動(dòng)量級(jí)放大，是急加速工況車內(nèi)出現(xiàn)噪聲共振峰值的因素之一[7]。

為確定是副車架與后懸置是否存在固有頻率耦合的風(fēng)險(xiǎn)，利用LMS Test. Lab中的Impact Testing模塊對(duì)試驗(yàn)車副車架進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。測(cè)試邊界條件為整車安裝狀態(tài)，采用力錘激勵(lì)法，得到副車架測(cè)點(diǎn)頻響函數(shù)，經(jīng)計(jì)算得到前5階約束模態(tài)頻率及其振型，描述如表2所示。

表2副車架前5階模態(tài)振動(dòng)頻率及振型描述
圖8 副車架第5階模態(tài)振型

試驗(yàn)結(jié)果顯示，在整車安裝狀態(tài)下的副車架存在對(duì)角扭轉(zhuǎn)模態(tài)，頻率為210Hz，處于車內(nèi)噪聲180-260Hz共振帶范圍內(nèi)。

2.3 副車架質(zhì)量驗(yàn)證

單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)頻率可簡(jiǎn)單表示如下[8]：
                   
 
式中K表示系統(tǒng)矩陣，m表示質(zhì)量矩陣，ω0表示固有圓頻率，rad/s；f0表示固有頻率,Hz。

根據(jù)傳遞路徑分析可知，副車架210Hz約束模態(tài)與后懸置存在模態(tài)共振風(fēng)險(xiǎn)。由式（3）可知，副車架增加質(zhì)量有助于其整體模態(tài)的降低。

如圖9所示，在副車架底部附加10kg質(zhì)量塊，驗(yàn)證是否能實(shí)現(xiàn)后懸置-副車架模態(tài)解耦，降低車內(nèi)加速噪聲。車內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)為駕駛員右耳，增加副車架本體振動(dòng)測(cè)點(diǎn)，測(cè)試工況為3檔全負(fù)荷加速。

圖9 副車架附加質(zhì)量塊示意圖

圖10副車架振動(dòng)頻譜圖：（a）加質(zhì)量前；（b）加質(zhì)量后

圖11車內(nèi)噪聲頻譜圖：（a）加質(zhì)量前；（b）加質(zhì)量后

由副車架振動(dòng)頻譜圖可知，副車架振動(dòng)能量相對(duì)原狀態(tài)210Hz左右有較大的降低，250Hz左右頻段降低較少。由圖11可知，副車架附加10kg質(zhì)量塊后，駕駛員右耳位置210Hz左右共振帶能量降低較大，250Hz頻帶能量略有降低，與副車架振動(dòng)能量變化趨勢(shì)一致。因此，副車架增加質(zhì)量對(duì)抑制傳遞路徑具有一定效果。

通過激勵(lì)源分析，傳遞路徑分析與副車架質(zhì)量驗(yàn)證可知，加速“咚咚聲”激勵(lì)源為動(dòng)力總成，頻率200Hz左右。噪聲峰值主要通過后懸置及副車架向車身傳遞，副車架210Hz約束模態(tài)與后懸置存在共振風(fēng)險(xiǎn)。

3 降噪方案

3.1 仿真分析

改變副車架模態(tài)，存在更改周期較長(zhǎng)的困難，還涉及到諸如可靠性、耐久性以及成本因素等，難以在車型研發(fā)后期實(shí)施。因此，采取調(diào)整后懸置橡膠靜剛度措施，以改變后懸置模態(tài)，達(dá)到與副車架模態(tài)解耦效果。原后懸置橡膠靜剛度為149N/mm,新方案調(diào)整橡膠靜剛度為210N/mm，其他設(shè)計(jì)保持不變。

利用非線性仿真分析軟件Abaqus建立后懸置-前副車架仿真模型，邊界條件為車身側(cè)固定約束，計(jì)算后懸置-副車架彈性模態(tài)。表3為兩種橡膠剛度方案前6階模態(tài)頻率計(jì)算結(jié)果統(tǒng)計(jì)，單位為Hz。

表3 仿真計(jì)算頻率統(tǒng)計(jì)
 
圖6 Abaqus仿真模型局部視圖

計(jì)算結(jié)果顯示，兩種橡膠剛度方案均在第4階出現(xiàn)副車架局部模態(tài)，頻率為205Hz，和測(cè)試值210Hz相差2.4%。第5階為懸置模態(tài)，原方案懸置模態(tài)為209Hz，和副車架205Hz比較接近，存在模態(tài)耦合風(fēng)險(xiǎn)。

新方案后懸置模態(tài)頻率提升至236Hz左右，避開了副車架模態(tài)。因此，提高后懸置橡膠剛度有利于提高后懸置模態(tài)，實(shí)現(xiàn)后懸置-副車架模態(tài)解耦。

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

試驗(yàn)車更換新樣件后懸置，使用LMS振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)進(jìn)行3檔全負(fù)荷加速，車內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)為駕駛員右耳。

圖7改進(jìn)前后車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)圖

圖8 改進(jìn)前后車內(nèi)噪聲頻譜圖：（a）改進(jìn)前，（b）改進(jìn)后

由改進(jìn)前后車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置靜剛度由149N/mm提升至210N/mm后，車內(nèi)3000rpm左右的聲壓級(jí)峰值消除，相對(duì)原狀態(tài)下降3dB，二階階次噪聲相比原狀態(tài)下降6dB。改進(jìn)后的車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)曲線走勢(shì)平緩，符合線性聽感要求。

由圖8可知，對(duì)比原狀態(tài)駕駛員右耳的180-280Hz頻段內(nèi)共振帶能量降低明顯。主觀感受2000-3000rpm范圍加速聲品質(zhì)改善明顯，降噪效果可接受。因此，提升后懸置靜剛度為降低試驗(yàn)車加速咚咚聲的可實(shí)施方案。

4 結(jié)語

本文通過試驗(yàn)測(cè)試與仿真計(jì)算相結(jié)合的方法，降低了某MPV加速車內(nèi)“咚咚”聲，得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：

（1）調(diào)整后懸置橡膠靜剛度為實(shí)現(xiàn)后懸置-副車架模態(tài)解耦的有效手段。

（2）后懸置與副車架模態(tài)共振容易導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)傳至車身的振動(dòng)量級(jí)放大。

（3）計(jì)算副車架后懸置模態(tài)時(shí)應(yīng)當(dāng)包含動(dòng)力總成的相關(guān)參數(shù)，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)對(duì)計(jì)算副車架后懸置模態(tài)具有重要意義。

（4）商業(yè)仿真分析軟件計(jì)算與試驗(yàn)手段相結(jié)合，是解決工程實(shí)際問題的有效方法。

 參考文獻(xiàn)
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