楊喜岷,張 碩，匡小紅

(中國(guó)汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122)

1 引 言

隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人們對(duì)汽車的舒適性要求越來越高。顧客在選擇汽車時(shí)，更加關(guān)注汽車的舒適性。汽車NVH即噪聲(Noise)、振動(dòng)(Vibration)與聲振粗糙度(Harshness)，是衡量整車性能的重要指標(biāo)之一。統(tǒng)計(jì)資料顯示，整車約有1/3的問題與NVH相關(guān)。因此，各大主機(jī)廠對(duì)NVH性能越來越來重視，有近20%的研發(fā)費(fèi)用用于整車NVH研究與開發(fā)，以提高整車產(chǎn)品的品質(zhì)和市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。

2 傳遞路徑分析基本原理

傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis，簡(jiǎn)稱TPA)是汽車NVH工程分析和科學(xué)研究的一種方法，其基本思想來源于線性系統(tǒng)的思想。假設(shè)一輛汽車受m個(gè)激勵(lì)力的作用，每個(gè)激勵(lì)力都有x、y、z三個(gè)方向分量(下面分別用k=1,2,3表示)，每一激勵(lì)力分量都對(duì)應(yīng)著n個(gè)特定的傳遞路徑，那么這個(gè)激勵(lì)力分量和對(duì)應(yīng)的某個(gè)傳遞路徑就產(chǎn)生一個(gè)系統(tǒng)響應(yīng)分量。以車內(nèi)噪聲聲壓作為系統(tǒng)響應(yīng)，這個(gè)聲壓分量可以表示為：

Pmnk=Hmnk(ω)·Fnk(ω)

其中，Hmnk為傳遞函數(shù)，F(xiàn)nk是激勵(lì)力的頻譜。

車內(nèi)噪聲聲壓受某個(gè)激勵(lì)力作用，傳遞過來的所有聲壓成分之和可表示為：

車內(nèi)噪聲受所有激勵(lì)力作用，傳遞過來的所有聲壓成分之和可表示為：

激勵(lì)力如果直接作用在車身，所對(duì)應(yīng)的傳遞函數(shù)就是車身傳遞函數(shù)；激勵(lì)力如果直接作用在車軸，所對(duì)應(yīng)的傳遞函數(shù)就是從車軸到車身、再到車內(nèi)聲場(chǎng)的傳遞函數(shù)。傳遞路徑分析中，首先需要明確所需分析的激勵(lì)點(diǎn)，這要視不同性質(zhì)的問題而定。

3 加速轟鳴聲優(yōu)化

3.1 問題描述

某SUV車型在樣車NVH調(diào)校階段主觀評(píng)價(jià)發(fā)現(xiàn)，全油門加速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3100rpm左右時(shí)，駕駛員位置能明顯感受到較大的轟鳴聲，嚴(yán)重影響駕駛和乘坐舒適性。該車如按照目前的狀態(tài)投入市場(chǎng)，必將引起顧客的抱怨，影響顧客對(duì)品牌的認(rèn)可度。因此，需要對(duì)該問題進(jìn)行優(yōu)化，提升加速噪聲品質(zhì)。

結(jié)合客觀測(cè)試數(shù)據(jù)，3擋全油門，從1000rpm加速至5000rpm進(jìn)行掃頻，車內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果如圖1所示。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到3100rpm左右時(shí)，車內(nèi)噪聲達(dá)到71dB(A)，與主觀評(píng)價(jià)吻合，該問題點(diǎn)主要由發(fā)動(dòng)機(jī)4階噪聲過大引起。

圖1 車內(nèi)噪聲Overall及階次噪聲

3.2 原因分析

根據(jù)傳遞路徑基本原理，整車NVH優(yōu)化的總體思路為：源頭——傳遞路徑——響應(yīng)。從主觀評(píng)價(jià)和測(cè)試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，該轟鳴聲只與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)，而擋位和車速對(duì)轟鳴聲問題點(diǎn)頻率無關(guān)，車輛負(fù)載對(duì)轟鳴聲頻率無影響，只與轟鳴聲幅值大小相關(guān)；確認(rèn)轟鳴聲的激勵(lì)源頭為動(dòng)力總成。車內(nèi)轟鳴的激勵(lì)及對(duì)應(yīng)的傳遞路徑如圖2所示。

圖2 車內(nèi)轟鳴的激勵(lì)及對(duì)應(yīng)的傳遞路徑

通過對(duì)源頭逐一測(cè)試分析，排除了進(jìn)排氣噪聲及路面激勵(lì)的影響。對(duì)動(dòng)力總成振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試時(shí)發(fā)現(xiàn)，在全油門加速工況下，動(dòng)力總成殼體上存在200～215Hz的共振，如圖3所示。在模態(tài)實(shí)驗(yàn)室對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行模態(tài)測(cè)試時(shí)，發(fā)現(xiàn)動(dòng)力總成存在208Hz的模態(tài)，如圖4所示，即源頭上存在相應(yīng)的模態(tài)，在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下產(chǎn)生共振。

圖3 動(dòng)力總成振動(dòng)

圖4 動(dòng)力總成模態(tài)

通過對(duì)樣車進(jìn)行NVH摸底，對(duì)傳遞路徑進(jìn)行逐一測(cè)試分析，發(fā)現(xiàn)“動(dòng)力總成——后懸置——前副車架——車身”這條傳遞路徑存在明顯的頻率特征，與車內(nèi)問題點(diǎn)吻合，初步確認(rèn)該傳遞路徑為轟鳴聲的主要傳遞路徑。初步確定傳遞路徑后，對(duì)后懸置安裝點(diǎn)進(jìn)行聲振傳遞函數(shù)(NTF)測(cè)試，如圖5所示。從圖上可看出，195～230Hz頻率段靈敏度較高，達(dá)到62dB，超出55dB的設(shè)計(jì)要求。對(duì)副車架及副車架與車身接附點(diǎn)車身側(cè)振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試，如圖6、圖7所示，副車架本體與副車架車身接附點(diǎn)的振動(dòng)特征一致，該特征與車內(nèi)轟鳴聲頻率吻合。

圖5 后懸置安裝點(diǎn)聲振傳遞函數(shù)(NTF)

圖6 副車架振動(dòng)及階次

圖7 副車架車身接附點(diǎn)振動(dòng)及階次

從上述分析可知，激勵(lì)源存在共振，路徑也存在振動(dòng)特征，即傳遞至車身之前均存在4階共振，且振動(dòng)經(jīng)過傳遞路徑后進(jìn)一步變大，引起路徑振動(dòng)放大可能是路徑存在相應(yīng)的模態(tài)以及懸置隔振率不足導(dǎo)致。按以上思路分別對(duì)副車架加配重和改變懸置動(dòng)剛度進(jìn)行驗(yàn)證，測(cè)試結(jié)果如圖8、圖9所示。可以看出，副車架加配重后，3100rpm轟鳴聲車內(nèi)4階噪聲降低7dB(A)，而改變懸置動(dòng)剛度對(duì)車內(nèi)噪聲無影響，說明副車架對(duì)加速轟鳴有一定的影響。

圖8 副車架加配重驗(yàn)證

圖9 改變懸置動(dòng)剛度驗(yàn)證

根據(jù)以上試驗(yàn)結(jié)果，對(duì)副車架進(jìn)行整車狀態(tài)下模態(tài)試驗(yàn)，如圖10所示。通過模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)副車架存在210Hz的垂向彎曲模態(tài)，即在加速工況下，當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到3100rpm左右時(shí)，副車架在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下產(chǎn)生共振。

圖10 副車架模態(tài)

利用CAE仿真技術(shù)對(duì)聲腔模態(tài)進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如表1、圖11所示?？梢钥闯?，在210Hz附近的聲腔模態(tài)比較密集，發(fā)動(dòng)機(jī)和副車架在相應(yīng)的轉(zhuǎn)速頻率下均存在共振，振動(dòng)傳遞至車身，由于車身與聲腔的相互作用，轟鳴聲程度會(huì)進(jìn)一步加劇。

表1 聲腔模態(tài)計(jì)算結(jié)果

圖11 車內(nèi)聲腔模態(tài)

3.3 制定優(yōu)化方案

由于動(dòng)力總成是比較成熟的平臺(tái)，裝配了多款車型，其他車型均未出現(xiàn)該問題，如對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行優(yōu)化，涉及到優(yōu)化周期較長(zhǎng)、成本較大以及整個(gè)平臺(tái)的切換，因此，暫不考慮對(duì)源頭進(jìn)行優(yōu)化。而聲腔模態(tài)在車型尺寸空間確定以后就幾乎無法改變，因此，也不考慮對(duì)聲腔模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化。為此，針對(duì)該問題，優(yōu)化思路為對(duì)傳遞路徑進(jìn)行優(yōu)化，即降低副車架對(duì)車身和聲腔組成的系統(tǒng)的靈敏度。

結(jié)合行業(yè)工程經(jīng)驗(yàn)，通常在副車架本體上增加動(dòng)態(tài)吸振器可有效降低振動(dòng)對(duì)車內(nèi)的傳遞。動(dòng)態(tài)吸振器的原理是在振動(dòng)物體上附加質(zhì)量彈簧系統(tǒng)，附加系統(tǒng)對(duì)主系統(tǒng)的作用力正好平衡了主系統(tǒng)上的振動(dòng)。該車型副車架的模態(tài)頻率為210Hz，因此需要在副車架上設(shè)計(jì)相應(yīng)頻率的動(dòng)態(tài)吸振器。動(dòng)態(tài)吸振器安裝位置如圖12所示。

圖12 動(dòng)態(tài)吸振器安裝位置

圖13 同頻率不同質(zhì)量的吸振器

通過在副車架上安裝相同頻率不同質(zhì)量(1kg、1.5kg、2kg)的吸振器(如圖13所示)進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證，以便確認(rèn)最佳的吸振效果，測(cè)試結(jié)果如圖14所示。從圖上對(duì)比可以看出，增加2kg的動(dòng)態(tài)吸振器對(duì)副車架振動(dòng)有明顯的改善效果，4階振動(dòng)峰值降低0.132g，車內(nèi)3100rpm的轟鳴聲4階噪聲降低8dB(A)，轟鳴聲得到有效解決。

圖14 加不同質(zhì)量動(dòng)態(tài)吸振器和原狀態(tài)對(duì)比

4 結(jié) 論

本文根據(jù)傳遞路徑分析方法，對(duì)車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生的原因進(jìn)行了系統(tǒng)分析，確定激勵(lì)源動(dòng)力總成在問題點(diǎn)存在共振，發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)激起副車架的模態(tài)，引起路徑共振，加上在210Hz附近的聲腔模態(tài)比較密集，且副車架至車內(nèi)的聲振靈敏度較高，最終導(dǎo)致在相應(yīng)的轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生轟鳴聲。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)并結(jié)合項(xiàng)目開發(fā)進(jìn)展，最終確定在副車架上增加210Hz質(zhì)量為2kg的動(dòng)態(tài)吸振器，成功地解決了車內(nèi)轟鳴聲問題。