王 娜 張學(xué)萍

(安徽三聯(lián)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院 安徽合肥 230601)

某型汽車(chē)的室內(nèi)存在很大的轟鳴噪聲，嚴(yán)重影響了駕駛員及乘客的舒適性。文章針對(duì)這一問(wèn)題，進(jìn)行整車(chē)NVH試驗(yàn)，通過(guò)傳感器測(cè)試并對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析可評(píng)估各振動(dòng)源對(duì)室內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)程度，并通過(guò)CAE模擬給出改進(jìn)的方向，從而有針對(duì)性地采取措施，獲得最直接的效果。通過(guò)CAE模擬發(fā)現(xiàn)提高前懸置剛度和降低后懸置剛度可以在一定程度上降低車(chē)身的振動(dòng)，并通過(guò)整車(chē)NVH試驗(yàn)得到了驗(yàn)證。

1 設(shè)備與方案

1.1 設(shè)備及軟件

試驗(yàn)用到的設(shè)備儀器有數(shù)據(jù)采集設(shè)備DATaRec-SQlab(用于采集信號(hào))，筆記本電腦一個(gè)(用于數(shù)據(jù)傳輸與轉(zhuǎn)換)，Artemis軟件(用于數(shù)據(jù)分析)，麥克風(fēng)傳感器兩個(gè)(用于測(cè)量室內(nèi)聲音)，振動(dòng)傳感器九個(gè)(用于測(cè)量傳送系通振動(dòng)加速度)

CAE模擬用到的軟件為Natran和Patran有限元分析軟件。

1.2 方案

為了查明造成車(chē)室內(nèi)噪音的原因，對(duì)室內(nèi)聲音進(jìn)行信號(hào)采集并對(duì)其進(jìn)行頻率分析找出問(wèn)題存在的主要原因，并對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行相應(yīng)的振動(dòng)信號(hào)測(cè)量，并與車(chē)室內(nèi)噪音測(cè)得的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析，以期待找到造成車(chē)室內(nèi)噪音的最主要原因。由于噪聲在車(chē)輛4檔全加速中最明顯，故在測(cè)試中車(chē)輛工況采用4檔全加速，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1 000～3 500rpm。

針對(duì)試驗(yàn)測(cè)得到的問(wèn)題部件，對(duì)其進(jìn)行CAE模擬優(yōu)化進(jìn)而找到最佳方案，最終在實(shí)車(chē)上進(jìn)行試驗(yàn)對(duì)模擬方案進(jìn)行驗(yàn)證。

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 室內(nèi)噪聲水平分析

對(duì)駕駛員位置和后排位置進(jìn)行聲音信號(hào)的采集，測(cè)試工況為4檔全加速，測(cè)試范圍為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000～3 500rpm。采集得到發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下駕駛員位置的聲音分貝值，如圖1所示。發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下車(chē)內(nèi)后排位置的分貝值見(jiàn)圖2。

圖1 駕駛員位置聲音現(xiàn)狀分析

圖2 后排位置聲音現(xiàn)狀分析

由圖1和圖2可以看出，駕駛員位置聲音在50～60Hz左右，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500～1 800rpm左右存在很大的峰值。后排位置的聲音，在50～70Hz左右，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500～2 100rpm左右存在很大的峰值，此處便是主觀(guān)感受到的轟鳴噪聲。

2.2 商務(wù)車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性調(diào)查

由于主觀(guān)評(píng)價(jià)感受到的噪聲是從地板的振動(dòng)傳到車(chē)內(nèi)，并在車(chē)內(nèi)空腔進(jìn)行了聲學(xué)放大，故判斷傳動(dòng)系振動(dòng)是造成問(wèn)題的主要來(lái)源。對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)特性測(cè)量，以期待找到造成車(chē)內(nèi)噪音的具體原因。

2.2.1 車(chē)輛行駛測(cè)試 對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)特性測(cè)量及信號(hào)采集，測(cè)試工況為4檔全加速，測(cè)試范圍為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000～3 500rpm。測(cè)量位置說(shuō)明如表1所示。

表1 試驗(yàn)位置說(shuō)明

對(duì)變速器部位進(jìn)行信號(hào)采集記錄其三個(gè)方向的振動(dòng)加速度值。對(duì)應(yīng)車(chē)室內(nèi)問(wèn)題頻率范圍內(nèi)的振動(dòng)幅值未發(fā)現(xiàn)明顯振動(dòng)峰值，如圖3所示，故室內(nèi)轟鳴噪聲與變速器相關(guān)性并不大。

對(duì)傳動(dòng)軸中間軸承支架進(jìn)行信號(hào)采集記錄其振動(dòng)加速度值。對(duì)應(yīng)車(chē)室內(nèi)問(wèn)題頻率范圍內(nèi)的振動(dòng)幅值未發(fā)現(xiàn)明顯振動(dòng)峰值，如圖4所示，故室內(nèi)轟鳴噪聲與傳動(dòng)軸相關(guān)性并不大。

對(duì)主減速器本體和懸置后車(chē)體的一個(gè)加速度傳感器進(jìn)行信號(hào)采集記錄其振動(dòng)加速度值，如圖5所示。主減速器本體和懸置后車(chē)體均存在50～70Hz的振動(dòng)峰值，由此判斷，車(chē)內(nèi)噪聲是由主減速器振動(dòng)通過(guò)懸置傳向車(chē)體地板而產(chǎn)生的。

圖3 變速器振動(dòng)加速度值

圖4 傳動(dòng)軸中間軸承支架加速度值

圖5 主減速器振動(dòng)加速度值

2.2.2 對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)的分析結(jié)果 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變動(dòng)作為激振力，通過(guò)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)傳達(dá)到主減速器殼體。以上所分析的振動(dòng)，受主減懸置系共振頻率的影響，形成較大的振動(dòng)峰值；振動(dòng)向地板傳達(dá)，并形成車(chē)體共振，造成車(chē)室內(nèi)轟鳴噪聲；特別是4檔WOT時(shí)，轟鳴聲及車(chē)體振動(dòng)最為惡劣，車(chē)室內(nèi)噪聲有5～10dB的改善余地。

為了改善車(chē)內(nèi)噪聲，可以通過(guò)改變主減速器懸置剛度來(lái)解決，由于調(diào)整各種剛度對(duì)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集試驗(yàn)工作量很大卻較難實(shí)現(xiàn)，可采用CAE模擬找到方案。

3 CAE優(yōu)化方案分析

3.1 有限元模型的建立與模態(tài)分析

利用Natran建立有限元模型，進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖6所示。分別設(shè)置使用要素種類(lèi)、邊界條件、材料如表2所示，各處彈簧剛度如表3所示，利用Patran進(jìn)行計(jì)算分析可得出其固有頻率如表4所示。

圖6 主減速器有限元模型

(1)使用要素種類(lèi)。①軸類(lèi)：BEAM要素；②主減殼體：SHELL要素；③懸置支架：SOLID要素；④懸置：CELAS要素。

(2)邊界條件。①與變速器輸出口接合處：X向自由，其余約束；②懸置與車(chē)身連接處：對(duì)地彈簧；③萬(wàn)向節(jié)處：RY自由，其余約束。

(3)材料。各零件材料如表2所示。

表2 各零件材料

(4)各處彈簧剛度。各處彈簧剛度如表3所示。

表3 各處彈簧剛度(單位：N/mm)

(5)固有模態(tài)分析。固有模態(tài)計(jì)算結(jié)果如表4所示。

表4 固有模態(tài)的計(jì)算結(jié)果

通過(guò)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，無(wú)論怎么調(diào)整各處的剛度值，表4中的8階模態(tài)值雖然有所變化，但這些振型始終存在。另外，通過(guò)計(jì)算結(jié)果與測(cè)試結(jié)果的對(duì)比，可以知道，第4價(jià)扭轉(zhuǎn)模態(tài)和第6階Z向擺振模態(tài)與測(cè)試結(jié)果非常接近。這也說(shuō)明CAE計(jì)算用的模型精度達(dá)到了可信程度。在此模型的基礎(chǔ)上可以進(jìn)一步進(jìn)行振動(dòng)特性分析及方案選定。

3.2 前、后懸置剛度值變更對(duì)車(chē)身振動(dòng)的影響分析(振動(dòng)靈敏度分析)

通過(guò)模態(tài)分析，確認(rèn)了所建立的分析模型的精度，在此模型的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步做振動(dòng)特性分析，以找出最有效的改進(jìn)方向。分別變更主減速器的懸置剛度，首先變更主減速的前懸置剛度。分析模擬可知，隨著前懸置剛度的提高主減速器振動(dòng)減低，如圖7所示。隨著主減速器前懸置剛度增加10%、15%、20%、25%、30%、40%、50%，主減速器振動(dòng)在不斷降低。繼續(xù)調(diào)整主減速器后懸置剛度，分析模擬可知，隨著后懸置剛度的降低主減速器振動(dòng)減低，如圖8所示。隨著主減速器后懸置剛度降低10%、15%、20%、25%、30%、40%、50%，主減速器振動(dòng)在不斷降低。通過(guò)多種方案的分析對(duì)比，發(fā)現(xiàn)提高前懸置剛度和降低后懸置剛度可以在一定程度上降低車(chē)身的振動(dòng)。

圖7 不同懸置剛度下主減速器前部振動(dòng)加速度值

圖8 不同懸置剛度下主減速器后部振動(dòng)加速度值

4 優(yōu)化方案與實(shí)施效果

通過(guò)CAE模擬分析可知增加主減速器前懸置剛度可改善主減速器的振動(dòng)，進(jìn)而改善車(chē)內(nèi)噪聲。結(jié)合主減速器懸置的特性及生產(chǎn)條件，選取主減速器前懸置剛度增加30%進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

測(cè)試主減速器本體處的振動(dòng)加速度信號(hào)值，如圖9所示，原始狀態(tài)下主減速器本體在1 500～2 200rpm處峰值存在很大的峰值，主減速器前懸置剛度增加30%時(shí)，在1 500～2 200rpm處峰值已經(jīng)降低到很小的振動(dòng)值。

圖9 主減速器前懸置不同剛度的主減速器振動(dòng)加速度值

同時(shí)，在主減速器前懸置剛度增加30%時(shí)，測(cè)得車(chē)內(nèi)聲壓級(jí)信號(hào)如圖10、圖11所示。主減速器前懸置原始狀態(tài)下，駕駛室內(nèi)聲壓級(jí)在1 500～1 800rpm處峰值存在很大的峰值，后排聲壓級(jí)在1 800～2 100rpmm處峰值存在很大的峰值；主減速器前懸置剛度增加30%時(shí)，駕駛室內(nèi)聲壓級(jí)在1 500～1 800rpm處聲壓級(jí)已經(jīng)不存在明顯的峰值，聲壓級(jí)整體降低8～10dB，后排聲壓級(jí)在1 800～2 100rpm處聲壓級(jí)已經(jīng)不存在明顯的峰值，聲壓級(jí)整體降低10～15dB。

圖10 主減速器前懸置不同剛度的駕駛室內(nèi)聲壓級(jí)信號(hào)

圖11 主減速器前懸置不同剛度的室內(nèi)后排聲壓級(jí)信號(hào)

5 結(jié)論

某型商務(wù)車(chē)內(nèi)轟鳴噪聲對(duì)車(chē)內(nèi)人員的舒適性帶來(lái)了不利的影響，通過(guò)對(duì)室內(nèi)聲音特性的分析和傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性分析，發(fā)現(xiàn)了主減速器的振動(dòng)特性與車(chē)內(nèi)噪聲有很大的相關(guān)性，利用有限元模擬建立主減速器模型并改變主減速器剛度發(fā)現(xiàn)提高前懸置剛度和降低后懸置剛度可以在一定程度上降低車(chē)身的振動(dòng)。通過(guò)整車(chē)試驗(yàn)對(duì)主減速器前懸置剛度增加30%進(jìn)行測(cè)試，得到主減速器振動(dòng)大幅度降低，車(chē)內(nèi)轟鳴噪聲已經(jīng)不明顯，整體聲壓級(jí)明顯降低，為問(wèn)題的改進(jìn)提供了確實(shí)可行的方案。