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動力總成懸置系統(tǒng)影響車內(nèi)噪聲的試驗研究

2021-09-27 10:17:13·  來源：汽車NVH云講堂  
　
作者：范讓林1，費振南1，屈少舉2，邵炯煬2，宋鵬俊2作者單位：1.北京科技大學機械工程學院，北京 100083；2. 東風汽車公司技術(shù)中心，武漢 430058來源：工程力學
作者：范讓林1，費振南1，屈少舉2，邵炯煬2，宋鵬俊2
作者單位：1.北京科技大學機械工程學院，北京 100083；2. 東風汽車公司技術(shù)中心，武漢 430058來源：工程力學

摘 要：以某乘用車加速工況車內(nèi)噪聲為研究對象，以懸置主動端支架模態(tài)頻率和懸置動剛度為變量，系統(tǒng)性地試驗研究了支架和懸置對車內(nèi)噪聲的影響規(guī)律。首先，設計并試制高、中、低三套模態(tài)頻率不同的懸置支架并裝車對比試驗，結(jié)果表明，車內(nèi)噪聲水平主要由低頻段噪聲分量決定，中頻段次之，高頻段噪聲分量的貢獻可忽略；支架對車內(nèi)噪聲的影響在于其共振誘發(fā)的中頻段噪聲，一階模態(tài)大于700 Hz 的高頻支架方案可有效降低中頻段噪聲。其次，液壓懸置充、放液對比試驗表明，懸置剛度主要影響低頻段噪聲，因而也決定著車內(nèi)噪聲水平。在此基礎上，綜合采用高頻支架和倒置液壓懸置的組合方案，有效改善了低頻段和中頻段車內(nèi)噪聲，進一步驗證了前述結(jié)論。

關(guān)鍵詞：懸置支架模態(tài)；車內(nèi)噪聲；頻段噪聲分析；動力總成；懸置系統(tǒng)；汽車車內(nèi)噪聲是衡量車輛動態(tài)舒適性、特別是振動

噪聲NVH(Noise Vibration Harshness)舒適性的重要指標，直接影響著乘員感受與健康。懸置與支架是動力總成懸置系統(tǒng)的重要組成部分，首要作用是保證動力總成與車身的可靠連接，其次是通過懸置系統(tǒng)動態(tài)特性調(diào)校和懸置支架一階模態(tài)頻率的匹配有效改善通過懸置傳遞的振動及結(jié)構(gòu)噪聲[1－3]。

研究懸置系統(tǒng)對車內(nèi)振動噪聲的影響，多數(shù)學者從車輛特定的NVH 問題出發(fā)，通過優(yōu)化懸置剛度及其支架結(jié)構(gòu)，改善車輛舒適性。在懸置系統(tǒng)設計初期，懸置支架的設計與優(yōu)化原則[4]是其正向開發(fā)的重要依據(jù)。對于懸置支架引起的定速或加速車內(nèi)噪聲問題，通常采用多目標拓撲優(yōu)化[5－10]和在支架上加裝動力吸振裝置等[11]方式提升車輛的動態(tài)舒適性；對于懸置本身引起的車內(nèi)噪聲問題，通?；趥鬟f路徑分析[12－13]、懸置靈敏度分析[14－15]和能量流動分析[16]優(yōu)化懸置剛度，結(jié)合車身板件噪聲貢獻量分析進行結(jié)構(gòu)形貌優(yōu)化[17]，改善頻段噪聲過高的問題。

以某乘用車在3rd WOT (Wide Open Throttle)加速工況下25 Hz~800 Hz 頻段噪聲為試驗研究對象。該乘用車經(jīng)過完善的聲學包裝，已將空氣噪聲控制到最低程度。在此基礎上，設計并試制高頻、中頻、低頻三套不同一階模態(tài)頻率的懸置支架方案，以及放液狀態(tài)低剛度右懸置和旨在提高主動端支架模態(tài)的倒置液壓懸置方案，系統(tǒng)研究由懸置及其支架誘發(fā)的車內(nèi)噪聲在不同頻段的分布特點，探討解決懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)噪聲問題的方向和完善懸置支架特別是其一階模態(tài)的設計原則。

1 懸置支架設計分析與驗證

1.1 高中低頻懸置支架方案
該乘用車搭載前橫置1.5 L 直列四缸汽油發(fā)動機，采用輕型動力總成常用的鐘擺式三點懸置系統(tǒng)，如圖1 所示，左為襯套型橡膠懸置，右為被動式液壓懸置，后為抗扭拉桿懸置。
該懸置系統(tǒng)被動端支架一階模態(tài)頻率較高(>500 Hz)，本研究主要關(guān)注主動端支架(以下簡稱支架)。通過改變肋板、加強筋和連接螺栓排列方式等途徑調(diào)整結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率[18]，得到高、中、低三套一階模態(tài)頻率不同的懸置支架方案：低頻方案(250 Hz ~400 Hz)，中頻方案(400 Hz~700 Hz)和高頻方案(>700 Hz)，結(jié)構(gòu)如圖2 所示。


低頻方案，支架材料均為Q235。左支架無肋板與加強筋；后支架采用小三角肋板，無螺栓套筒；右支架為薄壁結(jié)構(gòu)，無加強筋。
中頻方案，左、后支架材料為Q235，右支架材料為QT450。左支架設計肋板與加強筋；后支架增加螺栓套筒，并增大肋板；右支架為上下兩部分。
高頻方案，左、后支架材料為Q235，右支架的材料為鋁合金。左支架底板的厚度約12 mm；后支架和中頻方案保持一致；右支架采用一體設計，增加連接點處結(jié)構(gòu)的厚度并設置加強筋。
1.2 支架模態(tài)分析與試驗驗證
支架模態(tài)分析的約束條件為：支架與動力總成接連端設為固定約束，與懸置連接端設為自由；考慮懸置質(zhì)量對一階模態(tài)頻率的影響。
通過懸置質(zhì)量與支架一階模態(tài)質(zhì)量間的經(jīng)驗公式計算支架裝車狀態(tài)的一階模態(tài)頻率[16]。

式中：f1 為不考慮懸置質(zhì)量的支架一階模態(tài)頻率；m1為支架一階模態(tài)質(zhì)量；?m為 30%~50%的懸置質(zhì)量[16]；f1?為考慮懸置質(zhì)量的支架一階模態(tài)頻率。
支架的材料參數(shù)如表1。實測懸置質(zhì)量后，考慮50%的懸置質(zhì)量的影響，分析裝車狀態(tài)下的支架一階模態(tài)頻率。在試制三套方案的懸置支架后，進行支架裝車狀態(tài)下的錘擊法模態(tài)試驗，驗證模態(tài)頻率分析結(jié)果，如表2 所示。

2 支架方案加速噪聲分析
2.1 噪聲測試及其頻段劃分
整車加速噪聲道路試驗在襄陽汽車試驗場完成。試驗工況為空調(diào)關(guān)閉狀態(tài)下3 rd WOT，選擇升速觸發(fā)方式，轉(zhuǎn)速測量范圍1000 r/min~5800 r/min，車內(nèi)噪聲測點為后排中間。為檢驗并確保試驗數(shù)據(jù)的一致性與重復性，各狀態(tài)下的整車噪聲試驗重復三次。實際道路車內(nèi)噪聲測試結(jié)果包含路噪與風噪分量，為保證兩者對各方案試驗結(jié)果影響一致性，每次試驗選擇同一路段且轉(zhuǎn)速測量范圍保持一致。
試驗數(shù)據(jù)一致性良好的前提下，分析得到各支架方案噪聲隨轉(zhuǎn)速變化的OA(Overall Level)曲線，如圖3 所示。三種方案車內(nèi)噪聲整體水平無明顯改善。

為進一步明確各支架方案對車內(nèi)噪聲的影響規(guī)律，按照1/3 倍頻程中心頻率將車內(nèi)噪聲劃分為三個頻段，分別為低頻噪聲(20 Hz~200 Hz)、中頻噪聲(250 Hz~800 Hz)和高頻噪聲(1000 Hz~4000 Hz)。
以高頻支架方案為例，對比噪聲總OA 和頻段OA，如圖4 所示。

由圖可知，全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的1000 Hz~4000 Hz高頻噪聲OA 較總OA 低15 dB(A)左右，對車內(nèi)噪聲總OA 的貢獻可忽略(高頻噪聲優(yōu)化可有效提升車內(nèi)噪聲品質(zhì)[19]的內(nèi)容將在之后的研究中涉及)；噪聲的主要分量為25 Hz~200 Hz 的低頻噪聲；250 Hz~800 Hz 的中頻噪聲在低轉(zhuǎn)速時貢獻較小，隨轉(zhuǎn)速升高，貢獻逐漸加大。因此，改善25 Hz~800 Hz中低頻段噪聲可有效降低車內(nèi)噪聲總OA 水平。
上述頻段噪聲分布規(guī)律也體現(xiàn)在中頻和低頻支架方案的測試結(jié)果中。因此，以下分析將只關(guān)注20 Hz~200 Hz 低頻段與250 Hz~800 Hz 中頻段噪聲。
2.2 支架方案中低頻噪聲分析
比較三套支架方案的中、低頻噪聲分量變化，如圖5 所示。由圖5(a)可知，全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，高中低頻支架方案的25 Hz~200 Hz 低頻噪聲分量隨轉(zhuǎn)速變化趨勢相近，無明顯改善；但圖5(b)表明，高頻支架方案的250 Hz~800 Hz 中頻噪聲分量整體小于中低頻方案，能夠有效降低峰值噪聲。
選取圖5(b)高頻支架方案的中頻噪聲谷值轉(zhuǎn)速，分析各轉(zhuǎn)速下的1/3 倍頻程頻段噪聲，進一步明確懸置支架一階模態(tài)對頻段噪聲的影響規(guī)律。
如圖6 中陰影部分所示，由于支架共振效應，中低頻支架方案一階模態(tài)頻率所處頻段噪聲貢獻量明顯增加，315 Hz~530 Hz 頻段噪聲貢獻量明顯大于高頻支架方案；高頻方案將支架一階模態(tài)頻率移至700 Hz 以上，遠大于四缸機激勵能量的分布頻段，能夠有效降低中低頻支架模態(tài)頻率附近因共振誘發(fā)的噪聲分量。



3 懸置方案中低頻噪聲分析
右懸置為慣性通道-解耦膜式液壓懸置，存在較嚴重的動態(tài)硬化[20－21]。相對于放液狀態(tài)的橡膠主簧懸置，液壓懸置的徑向動剛度與其一致，垂向動剛度在20 Hz~200 Hz 頻段是放液狀態(tài)的2 倍以上，該懸置充、放液狀態(tài)垂向動剛度對比如圖7 所示。
懸置支架采用中頻方案，分別進行右懸置充、放液狀態(tài)下的3 rd WOT 加速噪聲測試，試驗條件和測量點與支架方案噪聲測試一致；對比右液壓懸置充、放液狀態(tài)的加速噪聲，研究懸置高、低動剛度對車內(nèi)噪聲的影響規(guī)律。加速噪聲試驗結(jié)果如圖8 所示，放液狀態(tài)的低剛度方案在1000 r/min~3500 r/min 的常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，多處噪聲峰值得到改善；3500 r/min~5800 r/min 內(nèi)噪聲變化較小。
對比不同右懸置方案的低頻段噪聲與中頻段噪聲變化：如圖9(a)所示，懸置剛度變化對低轉(zhuǎn)速的25 Hz~200 Hz 低頻段噪聲影響較大，放液狀態(tài)能有效降低常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的噪聲峰值；如圖9(b)所示， 在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)， 懸置剛度變化對250 Hz~800 Hz 中頻段噪聲影響較小。

由于車內(nèi)噪聲的主要分量為25 Hz~200 Hz 的低頻噪聲，根據(jù)聲壓級疊加原理，懸置剛度變化導致低頻噪聲的改善能夠有效降低總噪聲水平。


對比不同轉(zhuǎn)速下的1/3 倍頻程噪聲，可進一步驗證以上結(jié)論，如圖9(c)、圖9(d)中陰影部分所示噪聲改善頻段均為25 Hz~200 Hz 的低頻噪聲。
4 支架與懸置方案的綜合驗證
在上述研究的基礎上，采用高頻支架和旨在進一步提升懸置支架模態(tài)頻率的倒置液壓懸置組合方案對前文所得頻段噪聲結(jié)論進行綜合驗證。高、中、低頻支架方案僅通過改變支架結(jié)構(gòu)與材料的方式調(diào)整右懸置支架一階模態(tài)頻率，而倒置液壓懸置通過縮短連接發(fā)動機和懸置的支架進一步提升支架一階模態(tài)頻率。通過錘擊法模態(tài)試驗得到組合方案右懸置支架裝車狀態(tài)下的一階模態(tài)頻率為950 Hz。
進行相同條件下的3 rd WOT 加速噪聲測試，衡量該組合方案對中頻支架和原液壓懸置組合方案的車內(nèi)噪聲改善程度，試驗結(jié)果如圖10 所示。如圖10(a)所示，在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，高頻支架和倒置液壓懸置驗證方案的總噪聲水平得到改善，在大于2000 r/min 的效果尤為明顯，最大改善量約為4 dB(A)@2549 r/min；低、中頻段噪聲對比分別如圖10(b)和圖10(c)所示，部分低頻噪聲峰值明顯降低，中頻噪聲分量在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)得到明顯改善；2549 r/min 轉(zhuǎn)速對應的1/3 倍頻程噪聲對比如圖10(d) 所示， 低頻噪聲和中頻支架共振誘發(fā)的315 Hz~500 Hz 的噪聲貢獻量明顯降低。


在支架模態(tài)頻率的提升和倒置液壓懸置的共同作用下，有效改善了中低頻噪聲分量，降低了車內(nèi)噪聲，驗證了懸置系統(tǒng)對頻段噪聲的影響規(guī)律。
5 結(jié)論
(1) 全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，1000 Hz~4000 Hz 的高頻噪聲對車內(nèi)噪聲總OA 的貢獻較?。卉噧?nèi)噪聲的主要分量為25 Hz~200 Hz 的低頻噪聲；250 Hz~800 Hz的中頻噪聲貢獻在低轉(zhuǎn)速時貢獻較小，隨轉(zhuǎn)速升高，貢獻逐漸加大。
(2) 支架一階模態(tài)頻率高低對250 Hz~800 Hz中頻噪聲影響較大；中低頻支架的噪聲惡化頻段與其模態(tài)頻率相符，將支架一階模態(tài)頻率移至700 Hz或以上，能有效降低中頻段噪聲分量。
(3) 懸置動剛度主要影響低頻噪聲；由于車內(nèi)噪聲的主要分量為低頻噪聲，通過懸置動剛度的調(diào)?？捎行Ц纳栖噧?nèi)噪聲總OA 水平。
 
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