(上海汽車集團股份有限公司商用車技術(shù)中心, 上海 200438)

0 前言

噪聲是工業(yè)社會高速發(fā)展帶來的副產(chǎn)品，它與大氣污染和水污染一起被認(rèn)為是當(dāng)今世界三大公害。到2014年11月底，全球汽車保有量達到12億輛，汽車保有量的急劇增長給環(huán)境和能源帶來了極大壓力，也使汽車工業(yè)受到越來越嚴(yán)重的挑戰(zhàn)，汽車的噪聲污染問題已成為“眾矢之的”[1]。近年來，隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展和人們?nèi)找嫣岣叩男枨?，人們對車輛噪聲控制的要求越來越高，汽車噪聲、振動和平順性(NVH)性能的優(yōu)劣已逐漸成為決定消費者購買車輛的重要因素，因此實現(xiàn)優(yōu)異的NVH性能是國內(nèi)外各汽車制造商一直追求的目標(biāo)。車輛加速時產(chǎn)生的轟鳴聲會給乘員帶來耳壓感，長時間處于轟鳴聲環(huán)境下，人會產(chǎn)生頭暈感，因此基于車內(nèi)轟鳴聲開展的降噪研究是熱門課題之一，國內(nèi)外很多專家在轟鳴聲產(chǎn)生機理方面做過相關(guān)降噪研究[2-4]，但大部分主要針對前驅(qū)車型。轟鳴聲問題產(chǎn)生機理尤為復(fù)雜，尤其是智能四驅(qū)車型，由于其傳遞路徑極為復(fù)雜，四驅(qū)車型在不同驅(qū)動形式下其動力傳動路線不同，這對轟鳴聲的問題識別帶來了極大的挑戰(zhàn)，因此智能四驅(qū)車輛車內(nèi)轟鳴聲的降噪研究是難點問題之一。本文基于某智能四驅(qū)SUV車型加速到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min左右時車內(nèi)轟鳴聲問題，綜合運用工作變形模態(tài)(ODS)與模態(tài)分析相結(jié)合的手段，提煉出轟鳴聲識別與控制的方法。

1 問題描述

在某款智能四驅(qū)SUV車型振動噪聲性能開發(fā)過程中，車輛全油門加速時發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 500 r/min左右時，車內(nèi)發(fā)出的轟鳴聲伴隨耳壓感，結(jié)合實車主觀評估，參照表1的主觀評估評分標(biāo)準(zhǔn)[5]，加速到發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右時車內(nèi)轟鳴聲主觀評分為5.5分，體現(xiàn)為車內(nèi)乘客主觀體驗較差。

表1 主觀評估評分標(biāo)準(zhǔn)

通過客觀測試手段，用傳聲器對抱怨工況車內(nèi)噪聲進行采集，全油門加速車內(nèi)噪聲總值曲線見圖1。發(fā)現(xiàn)發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右車內(nèi)噪聲峰值大約為70 dB(A)，高于相鄰轉(zhuǎn)速段噪聲約10 dB(A)，當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速掃過該轉(zhuǎn)速段時，噪聲會突然變大，聲音變化較為突兀，給乘客帶來較差的駕駛體驗。因此主要通過ODS和系統(tǒng)模態(tài)分析相結(jié)合的手段對該噪聲進行識別，以提升車內(nèi)噪聲控制水平與車內(nèi)聲音品質(zhì)。

圖1 全油門加速車內(nèi)噪聲總值曲線

2 問題定義

對加速車內(nèi)噪聲的信號進行了快速傅里葉(FFT)變換[6]，并利用車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲云圖和車內(nèi)噪聲曲線總值描述車內(nèi)噪聲聲源特性，見圖2和圖3。由圖2可知，引起抱怨的噪聲以84.5 Hz為中心頻帶，主要能量來自發(fā)動機二階激勵。由圖3可知，從能量占比的角度分析，發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右的噪聲總值為70.4 dB(A)，發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右的二階噪聲值為70 dB(A)，噪聲總值與二階噪聲差值為0.4 dB(A)，由此可知該二階噪聲能量占到了總能量的90%以上，因此定義車內(nèi)引起抱怨的噪聲主要為二階噪聲，其主要頻率為84.5 Hz，抱怨噪聲幅值為70 dB(A)。

圖2 車內(nèi)噪聲云圖

圖3 加速車內(nèi)噪聲總值與二階噪聲曲線

3 抱怨噪聲識別與機理分析

針對該智能四驅(qū)SUV噪聲工況進行了確認(rèn)，發(fā)現(xiàn)該噪聲在四輪驅(qū)動模式時較為明顯，主觀評分5.5分。當(dāng)將駕駛模式切換為兩輪驅(qū)動模式時，噪聲很大程度得以減輕，主觀評分6.5分。通過分析四驅(qū)與兩驅(qū)模式動力傳動路線，如圖4所示，實線箭頭為四驅(qū)模式下動力傳動路線，動力由發(fā)動機發(fā)出并傳遞到變速箱，在分動器處進行動力分配，一部分動力通過后傳動軸、后橋傳遞到后驅(qū)動輪。另一部分動力通過分動器，通過前傳動軸、前橋傳遞到前驅(qū)動輪[7]。整體的振動能量也沿著動力傳動路線進行傳遞。虛線箭頭為兩驅(qū)(后驅(qū))模式下的動力傳動路線，動力由發(fā)動機發(fā)出傳遞到變速箱，此時分動器向前傳遞路線被切斷，車輛所有動力都通過后傳動軸、后橋傳遞到后驅(qū)動輪。

圖4 四驅(qū)、兩驅(qū)模式動力傳動路線圖

從噪聲表現(xiàn)及對動力傳遞路線的分析，初步確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速加速到2 500 r/min左右時，車內(nèi)轟鳴聲與前傳動系存在較大相關(guān)性。同時，根據(jù)噪聲聲源特性，噪聲在84.5 Hz存在共振頻率，車身結(jié)構(gòu)在該頻率處也可能起到較大影響。

綜上所述，從振動源頭、傳遞路徑和響應(yīng)等角度分析，最終將導(dǎo)致噪聲的潛在影響因素羅列到因果圖形式中(圖5)。

圖5 發(fā)動機轉(zhuǎn)速加速到2 500 r/min時轟鳴聲影響因素因果圖

4 關(guān)鍵因素分析與驗證

從結(jié)構(gòu)模態(tài)角度出發(fā)，檢查了關(guān)鍵系統(tǒng)零件的模態(tài)，確認(rèn)了在84.5 Hz附近是否存在模態(tài)耦合可能，得到的模態(tài)頻率如表2所示。

由表中模態(tài)可知，前橋模態(tài)頻率和車架模態(tài)頻率在84.5 Hz左右，因此這兩個系統(tǒng)對車內(nèi)2 500 r/min發(fā)動機轉(zhuǎn)速時的轟鳴聲可能存在模態(tài)耦合現(xiàn)象。

表2 關(guān)鍵系統(tǒng)模態(tài)表

結(jié)合表2中模態(tài)分析結(jié)果和圖5中列出的關(guān)鍵影響因素，制定了關(guān)鍵因素影響分析方案表，如表3所示。分別對表中的5個因素中每個因素2水平進行了單因素影響的對比評估。

表3 關(guān)鍵因素分析方案表

選定測試工況為3檔全油門加速工況，采集發(fā)動機轉(zhuǎn)速從1 300～4 500 r/min范圍產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲。測試設(shè)備采用西門子SCADAS III來采集前端，測試軟件使用西門子Test lab 14A版本振動噪聲采集軟件。

4.1 TCCU向前傳遞扭矩

從振源角度分析，四驅(qū)模式與兩驅(qū)模式相比，四驅(qū)模式向前傳遞扭矩比兩驅(qū)模式更大。通過調(diào)整TCCU向前傳遞扭矩大小來判斷振動傳遞路徑。如圖6所示，圖中實線為車輛設(shè)計狀態(tài)向前傳遞扭矩，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右，對應(yīng)的從分動器向前傳動軸傳遞扭矩為170 N·m。圖中虛線為通過調(diào)整TCCU標(biāo)定數(shù)據(jù)，將發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 500 r/min左右時從分動器向前傳動軸傳遞扭矩由170 N·m調(diào)整為50 N·m，對比兩種狀態(tài)下振動噪聲曲線(圖7)。由圖7可知，當(dāng)TCCU向前傳遞扭矩由170 N·m減小到50 N·m時，加速到轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右時，車內(nèi)轟鳴聲降低了3.5 dB(A)。在低扭矩輸入時，前橋振動和車內(nèi)噪聲均明顯小于高扭矩情況，由此可以確定前傳動軸是前橋共振激振力的主要傳遞路徑。

圖6 TCCU向前傳遞扭矩圖

圖7 不同TCCU向前傳遞扭矩對應(yīng)車內(nèi)噪聲曲線

4.2 前傳動軸傳遞路徑

根據(jù)TCCU向前傳遞不同扭矩時對應(yīng)的噪聲曲線分析，已初步鎖定前傳動軸為關(guān)鍵傳遞路徑，結(jié)合整車ODS測試與模態(tài)測試結(jié)果，在整車發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右車內(nèi)轟鳴聲發(fā)生時，分動器X向(前傳動軸軸向)振動通過前傳動軸傳遞至前橋，前傳動軸是前橋共振激振力的主要傳遞路徑，振動能量在前傳動系解耦可以通過伸縮型等速萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)形式實現(xiàn)。本文主要研究了前傳動軸采用伸縮型等速節(jié)方案，伸縮型等速節(jié)零件圖(圖8)。

圖8 伸縮型等速節(jié)零件圖

對比測試十字節(jié)(原車狀態(tài))和伸縮型等速節(jié)傳動軸車內(nèi)噪聲水平后得到結(jié)果，如圖9所示。當(dāng)前傳動軸形式由十字節(jié)變更為伸縮型等速節(jié)時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時，車內(nèi)轟鳴聲降低5.1 dB(A)，主觀評估無抱怨，主觀標(biāo)準(zhǔn)評分為7分，因此該方案可以有效解決發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右車內(nèi)轟鳴聲。

圖9 前傳動軸伸縮型等速節(jié)車內(nèi)噪聲曲線

4.3 前橋模態(tài)

在振動噪聲問題排查時常使用模態(tài)測試和ODS試驗相結(jié)合的手段進行識別。當(dāng)某個系統(tǒng)模態(tài)振型與ODS工作變形相似度較高時，則可作為判斷該系統(tǒng)發(fā)生共振的依據(jù)之一。從關(guān)鍵系統(tǒng)模態(tài)結(jié)果中識別出前橋X向一階彎曲模態(tài)86.1 Hz (帶有一定的剛體模態(tài))與問題頻率84.5 Hz接近，該階模態(tài)的振型與問題(轉(zhuǎn)速)工況下對應(yīng)階次的ODS吻合度較高，由此初步確定前橋發(fā)生了86.1 HzX向一階彎曲共振，前橋共振為發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2 500 r/min時產(chǎn)生轟鳴聲的重要原因。通常對于系統(tǒng)模態(tài)共振，常采用的手段有調(diào)頻或降幅。從降幅角度，可以在前橋位移最大處加動力吸振器；從調(diào)頻角度，可以通過改變前橋懸置剛度來調(diào)整前橋模態(tài)，進而與抱怨噪聲頻率進行避頻處理。

4.3.1前橋動力吸振器方案驗證

如圖10所示，考慮裝配可行性，設(shè)計了前橋頻率84 Hz動力吸振器安裝位置。圖中白色區(qū)域為動力吸振器安裝區(qū)域。

圖10 前橋84 Hz動力吸振器安裝位置圖

如圖11所示，對比了測試動力吸振器安裝前后車內(nèi)噪聲曲線。當(dāng)前橋加84 Hz動力吸振器后，車內(nèi)加速到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時轟鳴聲降低了4.8 dB(A)，主觀評估無抱怨，該方案可以有效解決發(fā)動機轉(zhuǎn)速加速至2 500 r/min附近車內(nèi)轟鳴聲。

圖11 前橋84 Hz動力吸振器車內(nèi)噪聲曲線

4.3.2前橋懸置剛度調(diào)整方案驗證

前橋X向一階彎曲模態(tài)86.1 Hz與問題頻率84.5 Hz接近，為了改善轉(zhuǎn)速為2 500 r/min左右時車內(nèi)轟鳴聲，也可通過將前橋3個懸置剛度進行改變的方式調(diào)整前橋模態(tài)頻率，如圖12所示。將結(jié)合仿真分析，當(dāng)把前橋3個懸置剛度從3 900 N/mm調(diào)整到4 900 N/mm，前橋模態(tài)由85 Hz提升至92 Hz。

圖12 前傳動軸伸縮型等速節(jié)車內(nèi)噪聲曲線

實車測試前橋3個懸置剛度調(diào)整前后車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)，噪聲曲線見圖13。當(dāng)把前橋3個懸置剛度從3 900 N/mm調(diào)整到4 900 N/mm，加速到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時，車內(nèi)轟鳴聲降低了0.9 dB(A)，主觀評估無改善。因此可以得出結(jié)論，通過調(diào)整前橋懸置剛度的方式改善發(fā)動機轉(zhuǎn)速，加速到2 500 r/min左右時的車內(nèi)轟鳴聲效果有限。

圖13 前橋懸置剛度優(yōu)化方案車內(nèi)噪聲曲線

5 結(jié)論

對于智能四驅(qū)SUV車型將發(fā)動機轉(zhuǎn)速加速到2 500 r/min左右時的車內(nèi)轟鳴聲問題，最終得到以下結(jié)論：

(1)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時，車內(nèi)轟鳴聲主觀評分5.5分，噪聲峰值約70 dB(A)，該噪聲產(chǎn)生的主要原因為動力總成X向激勵通過前傳動軸向前傳遞，前橋86 HzX向一階彎曲模態(tài)被激勵從而產(chǎn)生共振，前橋共振能量通過車架、車身懸置并最終激勵車身鈑金從而形成輻射聲。

(2)前傳動軸采用伸縮型等速節(jié)加速到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時，車內(nèi)轟鳴聲可降低5.1 dB(A)，主觀評估7分，車內(nèi)無轟鳴聲，主觀評分提升1.5分，改善效果顯著。

(3)前橋加84 Hz動力吸振器在2 500 r/min轉(zhuǎn)速時，車內(nèi)轟鳴聲降低4.8 dB(A)，主觀評估7分，車內(nèi)無轟鳴聲，主觀評分提升1.5分，改善效果顯著。

專家簡介

袁衛(wèi)平，上海汽車集團股份有限公司商用車技術(shù)中心整車集成部NVH科高級經(jīng)理、資深專家、教授級高工、碩士研究生導(dǎo)師、ISO/TC70/WG13和SAC/TC177/WG11工作組組長，從事汽車和內(nèi)燃機噪聲振動控制研究30余年，注重理論與實踐相結(jié)合，編有專著、發(fā)表多篇學(xué)術(shù)論文、擁有多項發(fā)明專利。

專家推薦辭

車輛加速轟鳴聲極易引起乘客體驗較差，同時轟鳴聲產(chǎn)生的機理極為復(fù)雜，因此國內(nèi)、外很多專家在轟鳴聲產(chǎn)生機理方面做一些降噪研究，但大部分主要針對兩驅(qū)車型，其研究方向也主要著眼于更改車身結(jié)構(gòu)來改善轟鳴聲。通過更改車身結(jié)構(gòu)來改善轟鳴聲其效果極其有限，且代價較高。國內(nèi)、外對于智能四驅(qū)車型轟鳴聲研究的較少，尤其是在激勵源、傳遞路徑等方面研究的更少。

本文通過對全油門加速發(fā)動機轉(zhuǎn)速至2 500 r/min左右時車內(nèi)轟鳴聲噪聲OA、階次曲線和噪聲瀑布圖進行分析，精確鎖定了車內(nèi)抱怨噪聲頻率及階次貢獻量。通過對發(fā)動機加速到2 500 r/min左右時，車內(nèi)轟鳴聲控制因果圖的分析，最終選擇了可行的優(yōu)化方向進行優(yōu)化驗證。優(yōu)化方案從轟鳴聲產(chǎn)生機理出發(fā)，沿整個動力傳遞路徑尋求解決方案，涉及分動器扭矩傳遞、前傳動軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)形式、前橋懸置剛度及前橋加裝動力吸振器，全文邏輯清晰、思維縝密。

通過整車道路試驗進行方案驗證，同時結(jié)合聲學(xué)特性，通過更改前傳動軸結(jié)構(gòu)形式或在前橋加84 Hz動力吸振器，加速過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右車內(nèi)轟鳴聲均可降低5 dB(A)左右，主觀評分提升1.5分，車內(nèi)無轟鳴聲，改善效果顯著。

本文所涉及的優(yōu)化方向是結(jié)合多年工作經(jīng)驗所提出的，對于讀者，拓寬了識別和控制整車加速轟鳴聲解決的思路，也節(jié)省了寶貴的時間，為加速整車車內(nèi)轟鳴聲的進一步定性研究和定量分析提供了機理說明和事實依據(jù)，值得推薦一讀。