盛精， 向鐵明， 王夢光， 卓建明， 黃叢林， 韓勇

(1. 廈門理工學(xué)院 福建省客車先進設(shè)計與制造重點實驗室， 福建 廈門 361024； 2. 廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司， 福建 廈門 361023； 3. 神龍汽車有限公司 襄陽工廠， 湖北 襄陽 441004)

低頻轟鳴聲是一種常見的車內(nèi)噪聲源，嚴重影響著駕乘的舒適性[1-3].作為整車核心部件的白車身(body in white，BIW)，其動力學(xué)特性在很大程度上影響著整個車身特性，可直接反映整車的舒適性[4-5].當車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)頻率、車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率與外界激勵頻率接近時，容易引起結(jié)構(gòu)模態(tài)與空腔聲學(xué)模態(tài)的強耦合[6]，從而在車內(nèi)產(chǎn)生低頻聲學(xué)轟鳴.研究者通常對白車身、車內(nèi)空腔進行模態(tài)分析，以尋求解決途徑.顏伏伍等[7]經(jīng)噪聲測試、模態(tài)分析后，認為客車室內(nèi)轟鳴聲來源于后懸架穩(wěn)定桿的共振，通過結(jié)構(gòu)的改進降低噪聲.Cao 等[8]對某轎車轟鳴聲進行研究，對車身頂部結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，降噪效果明顯.李偉等[9]對壁板結(jié)構(gòu)和聲腔耦合開展研究，對某微型客車結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化和試驗驗證，提高乘坐舒適性.楊仕祥等[10]運用實驗測試和數(shù)值模擬方法，探討某商用車怠速轟鳴問題，優(yōu)化發(fā)動機懸置的布置.Wu 等[11]對某貨車加速轟鳴聲產(chǎn)生的機理進行分析.Sim等[12]對客車低頻噪聲的來源進行探究.

上述文獻對低頻轟鳴聲的研究大多集中于轎車或輕型客車，關(guān)于外形龐大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜的大型客車低頻轟鳴聲問題可借鑒的解決方案較少.基于此，本文通過振動和噪聲測試，分析XMQ6182G型客車轟鳴聲的產(chǎn)生原因，并根據(jù)測試和仿真結(jié)果提出相應(yīng)的改進措施.

1 模態(tài)分析原理

1.1 結(jié)構(gòu)模態(tài)分析原理

車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的動力學(xué)方程為

(1)

式(1)中：M，K，C分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；ξ，p(t)分別為結(jié)構(gòu)位移和動載荷向量.

對于車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，由于C=0，p(t)=0，則方程(1)的特征方程為

K-ω2M=0.

(2)

式(2)中：ω為車身結(jié)構(gòu)的固有頻率.

由式(2)可得車身結(jié)構(gòu)模態(tài)的固有頻率和對應(yīng)頻率的模態(tài)振型.

1.2 聲學(xué)模態(tài)分析原理

理想條件下，車內(nèi)的聲壓滿足三維聲學(xué)波動方程，即

(3)

式(3)中：?2為拉普拉斯算子；Ps為聲場中目標點的聲壓函數(shù)，Ps=Ps(x，y，z)；c0為聲波傳播速度.

車內(nèi)空腔聲壓具有簡諧波特征，設(shè)定其聲場任意一點的聲壓值(聲壓函數(shù))為Ps=P·exp(jωt)，其中P為聲壓幅值，P=P(x，y，z).則式(3)變換為

?2Ps+k2P=0.

(4)

式(4)中：k為波數(shù)，k=ω/c0.

對車內(nèi)空腔聲場區(qū)域進行離散化，可得聲學(xué)有限元方程，即

(5)

式(5)中：Ma，Ka，Ca分別為單元流體的質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；pe為單元節(jié)點聲壓.

將邊界條件設(shè)為剛性邊界條件，式(5)的特征方程為

(6)

式(6)中：ωs為聲腔聲學(xué)固有頻率.

由式(6)可得車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)固有頻率(特征值)及其相應(yīng)的模態(tài)振型(特征向量).

2 車內(nèi)轟鳴聲分析

2.1 車內(nèi)轟鳴聲的產(chǎn)生機理

車室內(nèi)任一點K的聲壓值可表示為

(7)

式(7)中:Fj為激勵力，j=1，…，m，m為傳遞路徑數(shù)；HK，j為噪聲傳遞函數(shù).

由式(7)可知，系統(tǒng)響應(yīng)與各傳遞路徑上的激勵力、噪聲傳遞函數(shù)有關(guān).因此，在激勵力不變的情形下，通過對傳遞路徑上的相關(guān)零部件結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，即可對車內(nèi)轟鳴聲(噪聲)進行控制.

2.2 車內(nèi)噪聲的主觀評價

以XMQ6182G型客車為研究對象，該車發(fā)動機后置，后輪驅(qū)動，發(fā)動機為4沖程6缸柴油機，懸架系統(tǒng)中彈簧為鋼板彈簧，輪胎為雙線真空胎.對XMQ6182G型客車的車內(nèi)噪聲進行主觀評價，當客車在30～80 km·h-1勻速行駛時，駕駛位有明顯的轟鳴聲.

2.3 噪聲和振動測試

噪聲和振動測試均采用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，在車速(v)分別為30，50，80 km·h-1(勻速，空調(diào)關(guān)閉)的3種工況(工況1～3)下進行.根據(jù)噪聲測試標準，噪聲測試的測點布置于駕駛位人耳高度處，如圖1所示.振動測試的測點布置于軸頭和板簧上.軸頭和板簧的測點布置，如圖2，3所示.

圖1 噪聲測試的測點布置Fig.1 Layout of measuring points of noise test

(a) 前左軸頭 (b) 后左軸頭 圖2 軸頭的測點布置Fig.2 Layout of measuring points of axle head

(a) 前左板簧 (b) 后左板簧 圖3 板簧的測點布置Fig.3 Layout of measuring points of leaf spring

3種工況下駕駛位噪聲頻譜，如圖4所示.圖4中：fd為駕駛位噪聲頻率；L為駕駛位噪聲聲壓級.由圖4可知：車內(nèi)噪聲的低頻成分很大；在3種工況下，當駕駛位噪聲頻率約為14.0 Hz時，出現(xiàn)駕駛位噪聲聲壓級峰值.

圖4 3種工況下駕駛位噪聲頻譜Fig.4 Spectrum of driving position noise under three working conditions

汽車行駛時，振動能量一方面來自發(fā)動機及傳動系統(tǒng)[13-14]，另一方面來自輪胎、懸架系統(tǒng)等[15-16].發(fā)動機激勵頻率fe為

(8)

式(8)中:N，n，c分別為發(fā)動機轉(zhuǎn)速、發(fā)動機氣缸數(shù)量和沖程系數(shù).

3種工況下發(fā)動機的激勵頻率，如表1所示.

表1 3種工況下發(fā)動機的激勵頻率Tab.1 Excitation frequency of engine under three working conditions

由表1可知：當車速分別為30，50，80 km·h-1時，對應(yīng)的發(fā)動機激勵頻率分別為50.0，62.5，73.5 Hz；3種工況下發(fā)動機激勵頻率都偏離車內(nèi)駕駛位噪聲頻率峰值(fd=14.0 Hz)，故駕駛位轟鳴聲與發(fā)動機激勵無關(guān).

3種工況下軸頭和板簧的Y向振動頻譜，如圖5～7所示.圖5～7中：a為振動加速度；fY為Y向振動頻率.由圖5～7可知：在3種工況下，軸頭和板簧的Y向振動頻率峰值約為14.0 Hz.進一步對懸架進行偏頻測試，結(jié)果如圖8所示.由圖8可知：后左軸頭和板簧的Y向振動頻率峰值為14.2 Hz，與駕駛位噪聲頻率峰值相近，故判斷駕駛位轟鳴聲主要來自路面激勵.

圖5 軸頭和板簧的Y向振動頻譜(工況1)Fig.5 Y-direction vibration spectrum of axle head and leaf spring (condition 1)

圖6 軸頭和板簧的Y向振動頻譜(工況2)Fig.6 Y-direction vibration spectrum of axle head and leaf spring (condition 2)

圖7 軸頭和板簧的Y向振動頻譜(工況3)Fig.7 Y-direction vibration spectrum of axle head and leaf spring (condition 3)

圖8 偏頻測試結(jié)果Fig.8 Frequency offset test results

3 模態(tài)分析

采用HyperMesh軟件構(gòu)建XMQ6182G型客車的車身結(jié)構(gòu)(白車身)和車內(nèi)空腔有限元模型，如圖9，10所示.

圖9 白車身有限元模型 圖10 車內(nèi)空腔有限元模型 Fig.9 Finite element model of BIW Fig.10 Finite element model of interior cavity

結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的對比，如表2所示.聲學(xué)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的對比(前3階)，如表3所示.表2，3中：fb，s，fb，e分別為白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率的仿真值和實驗值；η1為白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的誤差；fc，s，fc，e分別為車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)頻率的仿真值與實驗值；η2為車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)仿真值與實驗值的誤差.

表3 聲學(xué)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的對比(前3階)Tab.3 Comparison of acoustic mode frequency simulation values and experimental values (first three orders)

由表2，3可知：結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和聲學(xué)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的誤差均小于6.00%，在工程誤差許可范圍之內(nèi)，表明構(gòu)建的有限元模型具有有效性.

由仿真分析可知，白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率與車內(nèi)空腔第1階聲學(xué)模態(tài)頻率較為接近，易產(chǎn)生聲固耦合共振.

白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖，如圖11所示.由圖11可知：頂蓋在14.4 Hz出現(xiàn)局部模態(tài).車內(nèi)空腔第1階聲學(xué)模態(tài)振型圖，如圖12所示.

圖11 白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖 圖12 車內(nèi)空腔第1階聲學(xué)模態(tài)振型圖 Fig.11 Third-order structural modeshape diagram of BIW Fig.12 First-order acoustic mode shape diagram of interior cavity

由圖4，8，11，12可知：當路面激勵頻率約為14.0 Hz時，出現(xiàn)駕駛位噪聲聲壓級峰值，此時，激發(fā)白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)，引起頂蓋和車內(nèi)空腔產(chǎn)生聲固耦合共振，產(chǎn)生轟鳴現(xiàn)象.

4 轟鳴聲的抑制

XMQ6182G型客車產(chǎn)生的轟鳴聲主要來自車身結(jié)構(gòu)的響應(yīng).因此，可以從3個方面對車內(nèi)轟鳴聲進行控制：1) 控制激勵源；2) 調(diào)節(jié)車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)；3) 改變車身結(jié)構(gòu)模態(tài).比較客車的生產(chǎn)制造成本、制造工藝等因素，擬從加強頂蓋剛度入手，通過適當?shù)慕Y(jié)構(gòu)改進，改變車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，阻隔結(jié)構(gòu)模態(tài)與聲學(xué)模態(tài)的耦合作用，降低或消除車內(nèi)轟鳴聲.

根據(jù)白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)(圖11)，進行頂蓋結(jié)構(gòu)改進，有以下2個改進措施.

1) 改進措施1.頂蓋最大振動位移發(fā)生在第3根弧桿處，故將第3根弧桿改成雙弧桿并焊，尺寸大小不變，規(guī)格為60.0 mm×30.0 mm(長×寬)，厚度為2.5 mm(圖13).

圖13 頂蓋結(jié)構(gòu)(改進措施1)Fig.13 Top cover structure (improvement measure 1)

2) 改進措施2.通過更改弧桿扣板結(jié)構(gòu)，增強頂蓋弧桿扣板與縱邊梁的接觸剛度(圖14).

(a) 更改前弧桿扣板 (b) 更改后弧桿扣板圖14 頂蓋結(jié)構(gòu)(改進措施2)Fig.14 Top cover structure (improvement measure 2)

經(jīng)上述改進后，對白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)進行分析，改進前頂蓋模態(tài)頻率為14.4 Hz，采用改進措施1后的頂蓋模態(tài)頻率為17.9 Hz，采用改進措施2后的頂蓋模態(tài)頻率為18.5 Hz，因此，可實現(xiàn)白車身第3階模態(tài)頻率與車內(nèi)空腔第1階模態(tài)頻率的隔離.

5 實車驗證

將頂蓋結(jié)構(gòu)改進措施1應(yīng)用于客車，并進行勻速工況下車內(nèi)噪聲測試.在駕駛位測試時，主觀感受無明顯轟鳴聲(車速為80 km·h-1).改進前、后車內(nèi)駕駛位噪聲頻譜，如圖15所示.由圖15可知：當改進后駕駛位噪聲頻率約為14.0 Hz時，駕駛位噪聲聲壓級峰值較改進前有明顯降低，駕駛位噪聲聲壓級最大降幅為4.7 dB(A).

圖15 改進前、后駕駛位噪聲頻譜Fig.15 Spectrum of driving position noise before and after improvement

6 結(jié)論

采用實驗與仿真方法，對XMQ6182G型客車駕駛位的轟鳴現(xiàn)象進行研究，可得以下4個結(jié)論.

1) 通過實車噪聲和振動測試可以發(fā)現(xiàn)，當客車在30～80 km·h-1勻速行駛時，駕駛位轟鳴聲主要來自路面激勵.

2) 構(gòu)建車身結(jié)構(gòu)和車內(nèi)空腔有限元模型，結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和聲學(xué)模態(tài)頻率仿真值與實驗值的誤差均小于6.00%，表明建立的有限元模型具有有效性.

3) 模態(tài)分析結(jié)果表明，白車身第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)與車內(nèi)空腔第1階聲學(xué)模態(tài)在路面激勵下產(chǎn)生聲固耦合，引起駕駛位轟鳴聲.

4) 頂蓋剛度加強后，駕駛位噪聲聲壓級最大降幅為4.7 dB(A)，可提高駕駛位的舒適性.