廖抒華，張　偉，蘇海亮，劉　利

（1.廣西科技大學(xué) 汽車工程系，廣西 柳州 545006；2.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300000）

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轎車后排鼓音的優(yōu)化改進

廖抒華1，張偉1，蘇海亮1，劉利2

（1.廣西科技大學(xué) 汽車工程系，廣西 柳州 545006；2.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300000）

首先介紹傳遞函數(shù)理論，提出一種基于振動傳遞函數(shù)的方法分析后扭力梁的振動傳遞特性，使其避開峰值頻率來改善后排噪聲問題。以某緊湊型轎車為例，通過實驗測試發(fā)現(xiàn)其存在后排鼓音問題，利用CAE分析方法找到產(chǎn)生的原因，提出幾種后扭力梁縱臂加粗優(yōu)化方案來解決該問題，通過分析后扭力梁的振動傳遞函數(shù)并加以實驗驗證，最終確實定優(yōu)化方案，較好解決后排鼓音問題。

聲學(xué)；振動傳遞函數(shù)、后扭力梁、模態(tài)、振動傳遞特性

汽車噪聲、振動及因其而引起的汽車乘坐舒適性問題，即NVH（Noise，Vibration，Harshness，聲振舒適性）問題，是汽車在制造過程中衡量其質(zhì)量的一個重要標(biāo)準(zhǔn)。目前對于汽車的性能、質(zhì)量等方面的研發(fā)均已達到一定水平。因此，顧客對于乘坐舒適性方面的性能要求在不斷提高，從而使以改善汽車乘坐舒適性為目的的汽車NVH特性研究變得更加重要。在汽車市場銷售中，資料顯示近年來大約有三分之一客戶的抱怨、投訴都與NVH問題相關(guān)。

文中主要介紹一種通過采用振動傳遞函數(shù)分析與實驗相結(jié)合來確定后扭力梁縱臂加粗方案的方法，從而解決后排鼓音問題，通過計算各種方案中后扭力梁縱臂加粗以后的振動傳遞函數(shù)，根據(jù)工程經(jīng)驗，綜合考慮實際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問題（如零部件模具、裝配以及加工工藝等），并通過實驗測試選擇最優(yōu)方案，較好地解決了后排鼓音問題。

1　傳遞函數(shù)理論

對于線性定常系統(tǒng)，傳遞函數(shù)是指在零初始條件下，系統(tǒng)輸出量的拉氏變換與引起該輸出的輸入量的拉氏變換之比［1］。

傳遞函數(shù)表達式為

式中Ha（ω）為加速度傳遞函數(shù)；Hd（ω）為位移傳遞函數(shù)；ω為激勵頻率；ω0為系統(tǒng)的無阻尼固有圓頻率；ωˉ為頻率比；ξ為阻尼比；?為相位角。

從式（1）中得出，Ha（ω）的意義是在單位載荷力的激勵下，系統(tǒng)所產(chǎn)生的加速度響應(yīng)。當(dāng)ωˉ→1時，Ha（ω）→∞，即當(dāng)激勵頻率接近系統(tǒng)的固有頻率時，傳遞函數(shù)值將迅速增大，從而可以判別各階共振頻率。

2　問題點描述

某緊湊型車在高速路面勻速行駛時，后排存在明顯鼓音，主觀感受非常明顯。在3G40 km/h和5G60 km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲，發(fā)現(xiàn)該款車在40 km/h、60 km/h中等車速工況下，后排座椅中間位置在140.9 Hz前后有明顯的峰值，前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲值高于同類型對標(biāo)車目標(biāo)值。因此，頻率140.9 Hz處是該車車內(nèi)噪聲的關(guān)注區(qū)域，在此頻率附近的振動噪聲是引起后排鼓音的主要原因。圖1為3G40 km/h和5G60 km/h工況下的Colour-map圖和噪聲頻譜圖。

圖1　3G 40 km/h工況下Colour-map圖

圖2　3G40 km/h工況下噪聲頻譜圖

3　采用CAE確定問題點

3.1后扭力梁模態(tài)分析

圖3　5G60 km/h工況下Colour-map圖

圖4　5G60 km/h工況下噪聲頻譜圖

將建好的三維模型以IGES格式導(dǎo)入到Hyper Mesh前處理軟件中，對模型進行網(wǎng)格劃分前需要針對模型進行簡化處理，在保證網(wǎng)格質(zhì)量的前提下，應(yīng)該盡可能減少模型單元和單元節(jié)點數(shù)，選取網(wǎng)格大小為4 mm，在殼單元的基礎(chǔ)上生成四面體單元。有限元單元數(shù)為50 111，節(jié)點數(shù)為50 689。劃分網(wǎng)格完畢后，還需對網(wǎng)格質(zhì)量進行檢查，主要檢查以下內(nèi)容：單元翹曲度、雅可比值、最小內(nèi)角等；后扭力梁有限元模型如圖5所示。

圖5　后扭力梁有限元模型

基于扭力梁結(jié)構(gòu)的模型利用Nastran中的Lanczos算法進行模態(tài)求解，綜合考慮懸架結(jié)構(gòu)以及低階模態(tài)的動力特性對結(jié)構(gòu)響應(yīng)程度大于高階模態(tài)等因素，文中的模態(tài)分析選取12階模態(tài)。模態(tài)分析結(jié)果如表1所示。

由表1可知，后扭力梁的第11階次頻率140.8 Hz對應(yīng)后扭力梁扭轉(zhuǎn)和整體縱向彎曲模態(tài)，與實驗測試的峰值頻率比較接近，由此可以判斷，后扭力梁是引起噪聲峰值的主要原因。

3.2后扭力梁振動傳遞函數(shù)分析

車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的輸入在整車坐標(biāo)系下X方向主要是后懸架扭力梁與車身的連接點作為車身受力的輸入點，故針對扭力梁懸架在X方向的振動傳遞函數(shù)（VTF）進行分析研究，以輪心為輸入點，以縱臂襯套端為輸出點，基于模態(tài)法進行動載荷輸入下的有限元仿真。仿真結(jié)果如圖6所示，橫坐標(biāo)表示頻率，縱坐標(biāo)表示加速度值。

表1　模態(tài)分析結(jié)果/Hz

圖6　后扭力梁的傳遞函數(shù)

由圖6可知，扭力梁結(jié)構(gòu)振動傳遞函數(shù)在頻率140.9 Hz處出現(xiàn)振動值過大的情況，故其為車身噪聲峰值頻率?？紤]CAE模型存在的誤差，可用于選擇的頻率范圍在130 Hz～150 Hz之間；基于其對扭力梁引起車身噪聲過大問題有較強的相關(guān)性，初步判斷后懸架結(jié)構(gòu)與車身在該頻率下出現(xiàn)共振。所以，需要對該結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

4　優(yōu)化方案的提出

通過分析后扭力梁的模態(tài)和振動傳遞特性得出后扭力梁是造成后排鼓音的主要原因，需要通過改變扭力梁的結(jié)構(gòu)來改變扭力梁的模態(tài)，從而避開峰值頻率，改善后排噪聲。根據(jù)工程經(jīng)驗，綜合考慮實際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問題，最終確定幾種后扭力梁縱臂加粗的方案，需要通過分析其振動傳遞函數(shù)來確定最優(yōu)方案。

5　結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

對后扭力梁縱臂采用三種方案優(yōu)化，見表2，其振動傳遞函數(shù)對比分析結(jié)果如圖7所示。

表2　后扭力梁縱臂優(yōu)化方案表

由圖7可知，采用方案1，扭力梁結(jié)構(gòu)峰值頻率變化不大；采用方案2，縱臂在原結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上外徑擴大10 mm，厚度增加至5 mm，結(jié)構(gòu)優(yōu)化有顯著成效；采用方案3，優(yōu)化結(jié)果并不顯著。根據(jù)優(yōu)化方案比較可以知道，后懸架縱臂外徑增加使130 Hz～140 Hz范圍內(nèi)的車內(nèi)噪聲靈敏度有降低趨勢，使車身峰值噪聲的頻率往后挪，與引起車身噪聲的頻率相錯開。采用方案2，即縱臂加厚至5 mm且外徑擴大到70 mm對避免引起車身結(jié)構(gòu)共振有顯著效果。

圖7　振動傳遞結(jié)果

6　優(yōu)化方案實驗驗證

結(jié)合樣車實際情況，對優(yōu)化改進后的樣車進行各項車內(nèi)噪聲測試試驗，在高速路面上在3G40 km/ h和5G60 km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲，改進前后的扭力梁懸架樣車在實際道路上的試驗結(jié)果如圖8、圖9所示。

從圖中可以看出，后扭力梁改進后后排噪聲在3G40 km/h工況下降低1.5 dB，在5G60 km/h工況下降低1.6 dB。這表明CAE仿真方法與實驗方法相結(jié)合有效地解決了后排鼓音問題。

圖8　3G40 km/h工況下頻譜圖

圖9　5G60 km/h工況下頻譜圖

7　結(jié)語

（1）后扭力梁的固有頻率極其容易與噪聲峰值頻率發(fā)生耦合，極其容易產(chǎn)生后排鼓音問題。

（2）改變后扭力梁的結(jié)構(gòu)，分析其振動傳遞函數(shù)，使其有效的避開其峰值頻率，可以有效解決后排鼓音問題。

（3）利用CAE仿真分析和實驗相結(jié)合的方法，對比分析確定問題點，提出有效的解決方案，對解決后排鼓音問題具有實際意義。

文中提出一種基于振動傳遞函數(shù)的方法來分析后扭力梁的振動傳遞特性，可以有效地分析和改進后排鼓音問題。

［1］許本文，焦群英.機械振動與模態(tài)分析基礎(chǔ)［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1998：50-51.

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Optimization of Car’s Rear Drum Sound Improvement Scheme

LIAO Shu-hua1，ZHANGWei1，SU Hai-liang1，LIULi2

（1.Guangxi University of Science and Technology，Liuzhou 545006，Guangxi China；2.ChinaAutomotive Technology and Research Center，Tianjin 300000，China）

The vibration transfer function theory is introduced.A method based on vibration transfer function for analysis of vibration transfer characteristics of torsional beams is proposed.In this method，the peak frequency can be avoided to improve the rear noise.With a compact car as an example，its rear drum sound problem is found by experimental test.Using CAE analysis method，the cause of the rear drum sound is found.Several schemes for reinforcing the trailing arm of the rear torsional beam are put forward.Through the analysis of the vibration transfer function of the torsional beam and the experimental verification，an optimal scheme is determined，and the problem of the rear drum sound is solved.

acoustics；vibration transfer function；rear torsional beam；modal；vibration transmission characteristics

U467.4+93

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.045

1006-1355（2016）04-0210-04

2015-11-03

廖抒華，男。

張偉（1990-），男，江西省新余市人，從事整車NVH研究。E-mail:814681098@qq.com