潘 威， 史曉寧， 張 焰， 勾中彪，任 超

(廣州汽車集團(tuán)股份有限公司 汽車工程研究院， 廣州 511434)

振動(dòng)與噪聲作為汽車的重要品質(zhì)特征，極易被用戶感知，因而用戶在購(gòu)買時(shí)會(huì)非常在意該性能[1-3]。其中車內(nèi)轟鳴聲又是主要的一種噪聲，它達(dá)到一定的量級(jí)后會(huì)引起客戶的不適和抱怨[4]。本文從零部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化角度出發(fā),對(duì)某汽車加速工況下的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題開展研究。首先，通過(guò)噪聲和振動(dòng)數(shù)據(jù)的采集和分析，識(shí)別出引起車內(nèi)轟鳴聲的主要傳遞路徑；其次，從經(jīng)濟(jì)性角度出發(fā)對(duì)零部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化并驗(yàn)證有效。

1 車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)采集及分析

1.1 轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理

車內(nèi)轟鳴聲是結(jié)構(gòu)聲和空氣聲之和[5]，表達(dá)為：

P(ω)=PSB(ω)+PAB(ω)

式中:PSB(ω)為各個(gè)振動(dòng)源分別產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲的總和；PAB(ω)為各個(gè)噪聲源分別產(chǎn)生的空氣聲的總和。

依靠空氣傳播的轟鳴聲一般有明顯的噪聲源，并透過(guò)車身鈑金、聲學(xué)包等系統(tǒng)向車內(nèi)傳播[6]。加速過(guò)程的噪聲源主要有發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲、進(jìn)氣輻射噪聲、排氣輻射噪聲等[7]。

汽車加速行駛時(shí)，動(dòng)力總成是最主要的結(jié)構(gòu)噪聲源之一[8]。動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)主要通過(guò)懸置、排氣吊耳等傳遞至車身，使車身某些鈑金件的振動(dòng)頻率與車內(nèi)聲腔固有模態(tài)頻率耦合，從而形成轟鳴聲[9]。

1.2 數(shù)據(jù)采集

本文樣車在主觀評(píng)價(jià)過(guò)程中，各擋位急加速時(shí)在3 400 r/min時(shí)均存在較明顯的車內(nèi)轟鳴聲，后排明顯大于前排。

1)測(cè)試系統(tǒng)及傳聲器布置。采用LMS SCADS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和B&K 4189聲學(xué)傳聲器對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行數(shù)據(jù)采集；測(cè)點(diǎn)位置主要參考GB/T 18697—2002《汽車車內(nèi)噪聲測(cè)量方法》進(jìn)行布置[10]，即在駕駛員右耳和后排右側(cè)乘客左耳位置各布置一個(gè)聲學(xué)傳聲器，如圖1(a)所示。

2)試驗(yàn)工況。整車試驗(yàn)在廣汽研究院汽車試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行。 考慮到實(shí)際測(cè)試跑道的長(zhǎng)度及測(cè)量轉(zhuǎn)速需滿足1 500～4 000 r/min的要求，選取較為典型的3擋全油門加速工況進(jìn)行測(cè)試。

1.3 車內(nèi)噪聲結(jié)果分析

測(cè)得的車內(nèi)前、后排噪聲隨轉(zhuǎn)速變化的曲線如圖1(b)所示。從圖中可以看出，整個(gè)加速過(guò)程后排噪聲明顯大于前排，且在3 400 r/min時(shí)存在明顯的峰值，客觀數(shù)據(jù)與主觀評(píng)價(jià)一致。對(duì)后排噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行隨轉(zhuǎn)速變化的瀑布圖分析，如圖2(a)所示。從圖中可以看出，整個(gè)加速過(guò)程的車內(nèi)噪聲能量主要集中在幾個(gè)主要階次上。由于該車裝配的是直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，曲軸每旋轉(zhuǎn)2周，4個(gè)缸各點(diǎn)火一次，其點(diǎn)火主階次為二階。運(yùn)用階次分析方法對(duì)加速后排噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行切片處理，分別得到二階和四階噪聲值，如圖2(b)所示。從圖中可以看出，后排在3 400 r/min時(shí)的轟鳴聲主要是發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)貢獻(xiàn)。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火二階頻率計(jì)算公式f=2·n/60，式中n為轉(zhuǎn)速(3 400 r/min)，可得出對(duì)應(yīng)頻率為113.3 Hz。

(a) 車內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)

(a) 后排噪聲瀑布圖

(b) 后排噪聲階次

2 噪聲源及關(guān)鍵傳遞路徑測(cè)試及分析

2.1 數(shù)據(jù)采集

對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)試分析后，對(duì)其主要噪聲源和關(guān)鍵傳遞路徑進(jìn)行識(shí)別測(cè)試。噪聲源數(shù)據(jù)同樣采用B&K 4189聲學(xué)傳聲器進(jìn)行采集，測(cè)點(diǎn)主要有發(fā)動(dòng)機(jī)上方1 m處、進(jìn)氣口及左右側(cè)排氣口，如圖3所示。

(a) 發(fā)動(dòng)機(jī)上方1 m處

關(guān)鍵傳遞路徑是指動(dòng)力總成與車身連接的關(guān)鍵點(diǎn)，主要包括動(dòng)力總成懸置及排氣管吊耳等。通過(guò)測(cè)得這些位置點(diǎn)的主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)振動(dòng)數(shù)據(jù)，以識(shí)別振動(dòng)源頭或橡膠隔振是否滿足要求[11]。該車動(dòng)力總成采用三點(diǎn)懸置布置；排氣系統(tǒng)采用5個(gè)排氣管吊耳布置，其中前面2個(gè)吊耳距離較近，可看作是一個(gè)吊耳。分別采用B&K 4524三向振動(dòng)加速度傳感器對(duì)以上位置的主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)進(jìn)行振動(dòng)數(shù)據(jù)采集。由于車輛急加速時(shí)動(dòng)力總成后懸置(即抗扭拉桿懸置)承受較大力矩，因而除監(jiān)測(cè)其主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)振動(dòng)之外，還對(duì)其本體振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試，部分測(cè)點(diǎn)如圖4所示。

(a) 前右懸置

2.2 測(cè)試結(jié)果分析

噪聲源測(cè)點(diǎn)采集的數(shù)據(jù)如圖5所示。從圖中可以看出，幾個(gè)噪聲源的二階噪聲數(shù)據(jù)在3 400 r/min時(shí)均無(wú)明顯峰值，因此可以排除空氣噪聲的影響。

(a) 發(fā)動(dòng)機(jī)上方1 m處

(c) 排氣口處

對(duì)動(dòng)力總成懸置的主動(dòng)側(cè)測(cè)點(diǎn)采集的振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，各個(gè)方向在3 400 r/min時(shí)均無(wú)明顯峰值，說(shuō)明動(dòng)力總成激勵(lì)源并不是造成車內(nèi)轟鳴的直接原因。同樣對(duì)排氣管吊耳主動(dòng)側(cè)及被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，問(wèn)題轉(zhuǎn)速下無(wú)明顯異常，因而排氣管吊耳也不是主要傳遞路徑。隨后分析動(dòng)力總成懸置被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，抗扭拉桿懸置被動(dòng)側(cè)的Z向二階振動(dòng)在3 400 r/min時(shí)存在較明顯的峰值，說(shuō)明該振動(dòng)與車內(nèi)轟鳴具有較強(qiáng)的相關(guān)性，結(jié)果如圖6所示。

(a) 左懸置

(c) 抗扭拉桿懸置

抗扭拉桿懸置本體振動(dòng)測(cè)試結(jié)果如圖7所示。從圖中可以看出，整車加速到3 400 r/min附近時(shí)，抗扭拉桿懸置上的二階振動(dòng)能量急速增大后減小，同時(shí)振動(dòng)加速度達(dá)到了23.5 m/s2，初步判斷產(chǎn)生了共振?？古だ瓧U懸置兩端均安裝有橡膠襯套，因而該零件必然存在一個(gè)剛體模態(tài)。當(dāng)整車急加速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的主要階次激勵(lì)相當(dāng)于一個(gè)掃頻過(guò)程，當(dāng)主階次激勵(lì)經(jīng)過(guò)抗扭拉桿懸置的剛體模態(tài)頻率時(shí)使其產(chǎn)生了共振。

(a) 振動(dòng)瀑布圖

(b) 振動(dòng)階次

3 結(jié)構(gòu)改進(jìn)及驗(yàn)證

3.1 車內(nèi)聲腔模態(tài)分析

通過(guò)研究某標(biāo)桿車發(fā)現(xiàn)其加速過(guò)程中，抗扭拉桿懸置上同樣存在一個(gè)類似的共振頻率，但車內(nèi)并無(wú)明顯轟鳴，說(shuō)明該問(wèn)題是由于發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)引起抗扭拉桿懸置共振，進(jìn)而與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率耦合產(chǎn)生了轟鳴聲，因此需要進(jìn)行車內(nèi)聲腔模態(tài)分析。

根據(jù)以往經(jīng)驗(yàn)，汽車的某一階聲腔模態(tài)可能處在100 Hz附近。對(duì)該車聲腔進(jìn)行有限元建模并分析,以確定聲腔是否被強(qiáng)烈地激起共振[12]。有限元分析中聲學(xué)單元的理想尺寸大約是每個(gè)波長(zhǎng)6個(gè)單元[13]，綜合考慮到計(jì)算的精度和規(guī)模, 本文取單元長(zhǎng)度為0.6～0.12 m。隨后，采用四面體網(wǎng)格對(duì)聲腔模型進(jìn)行離散，單元數(shù)為54 680個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為251 614個(gè)，處理器軟件為 HyperMesh，求解器為Nastran，分析結(jié)果如圖8所示。

前后一階模態(tài)：44.3 Hz

左右模態(tài)：113 Hz

從圖8可以看出，該車型存在一個(gè)113 Hz左右的聲腔模態(tài)頻率，與抗扭拉桿懸置的剛體模態(tài)頻率基本一致。該車急加速到3 400 r/min時(shí)，抗扭拉桿懸置剛體模態(tài)被動(dòng)力總成的二階激勵(lì)激起產(chǎn)生共振，較大的振動(dòng)能量傳遞至車身并與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率耦合，從而車內(nèi)產(chǎn)生轟鳴聲。

3.2 改進(jìn)方案

提出以下兩種改進(jìn)方案：增加動(dòng)力吸振器；改變抗扭拉桿懸置剛體模態(tài)頻率，使之與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率隔離。第一種方案新增了一個(gè)彈簧質(zhì)量系統(tǒng)，吸振器膠料的偏差將帶來(lái)吸振頻率的上下波動(dòng)，其魯棒性將極大影響吸振效果，同時(shí)成本和重量也增加較多，因此優(yōu)選第二種方案。改變模態(tài)頻率可從改變剛度或質(zhì)量出發(fā)，本文采用的是既改變剛度也改變質(zhì)量的方案：將抗扭拉桿懸置小頭橡膠硬度下調(diào)10%(剛度也隨之降低)；同時(shí)將抗扭拉桿懸置大頭鋁圈改為鐵圈，質(zhì)量在原來(lái)的基礎(chǔ)上增加了0.1 kg，如圖9所示。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)頻率未變化，但抗扭拉桿懸置剛體模態(tài)頻率從113.3 Hz降低至95.8 Hz，共振轉(zhuǎn)速也從3 400 r/min降低至2 875 r/min，已完全與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率隔離，改進(jìn)后的抗扭拉桿懸置振動(dòng)結(jié)果如圖10所示。

(a) 改進(jìn)前

(b) 改進(jìn)后

(a) 振動(dòng)瀑布圖

(b) 振動(dòng)階次

3.3 效果驗(yàn)證

將上述改進(jìn)方案實(shí)施到某一樣車上并進(jìn)行噪聲測(cè)試，結(jié)果如圖11所示。從圖中可以看出，3 400 r/min 轉(zhuǎn)速下的總值噪聲和二階噪聲已無(wú)明顯峰值。值得注意的是，3 400 r/min時(shí)的噪聲峰值轉(zhuǎn)移到了 2 875 r/min，二階幅值也從原來(lái)的69.85 dB(A)降到了62.63 dB(A)，同時(shí)改進(jìn)后的噪聲峰值轉(zhuǎn)速與抗扭拉桿懸置上的振動(dòng)峰值轉(zhuǎn)速也基本一致。隨后，對(duì)該改進(jìn)樣車進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，2 875 r/min轉(zhuǎn)速下雖有輕微轟鳴，但并不會(huì)引起不適，整個(gè)加速噪聲較為線性。

圖11 改進(jìn)后車內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果

4 結(jié)束語(yǔ)

運(yùn)用頻譜分析和階次分析法得出車輛加速過(guò)程中問(wèn)題轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)轟鳴聲主要受動(dòng)力總成二階噪聲影響。其次，依據(jù)“激勵(lì)源-傳遞路徑-響應(yīng)點(diǎn)”這一NVH問(wèn)題解析模型采集了相關(guān)測(cè)點(diǎn)的噪聲和振動(dòng)數(shù)據(jù),并識(shí)別出動(dòng)力總成懸置是車內(nèi)轟鳴聲的主要傳遞路徑。 通過(guò)抗扭拉桿懸置小頭橡膠硬度和大頭材料的變更，使其工作頻率與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率隔離，加速過(guò)程中原轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題得到有效解決。