方苗苗，李云，郭林，劉學(xué)文

（東風(fēng)柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545000）

0 引言

隨著我國(guó)城鎮(zhèn)化的逐步推進(jìn)，國(guó)內(nèi)汽車保有量逐年攀升，關(guān)注車內(nèi)NVH噪音問(wèn)題的消費(fèi)者也逐漸增多。盡管在整車開發(fā)階段對(duì)NVH各項(xiàng)指標(biāo)層層把控，但是在實(shí)車調(diào)校節(jié)點(diǎn)難免仍存在新增問(wèn)題點(diǎn)，受路面激勵(lì)引發(fā)的低頻轟鳴音就是其中之一。對(duì)于這種在實(shí)車調(diào)校環(huán)節(jié)暴露出的路噪低頻轟鳴問(wèn)題點(diǎn)，一般是在傳遞路徑是進(jìn)行控制優(yōu)化。譬如優(yōu)化懸架結(jié)構(gòu)以衰減激勵(lì)力達(dá)到控制其振動(dòng)傳遞[1]，以及改變車身結(jié)構(gòu)模態(tài)，規(guī)避聲固耦合[2]等。但在實(shí)際工程應(yīng)用上，受整車開發(fā)節(jié)點(diǎn)、整車成本積壓等一系列因素的影響，較難對(duì)車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行大面積優(yōu)化設(shè)計(jì)及重新開模?；诖饲樾?，往往會(huì)考慮加強(qiáng)板壁結(jié)構(gòu)[3]以及配備動(dòng)力吸振器等措施以解決路噪低頻轟鳴問(wèn)題。

針對(duì)某前置前驅(qū)MPV車型在NVH實(shí)車開發(fā)調(diào)試間，在勻速工況下存在車內(nèi)后排低頻轟鳴噪聲，實(shí)車不可接受類問(wèn)題，經(jīng)整車NVH團(tuán)隊(duì)對(duì)整車關(guān)鍵系統(tǒng)NVH開展排查測(cè)試，運(yùn)用模態(tài)測(cè)試及關(guān)鍵系統(tǒng)驗(yàn)證，鎖定路面激勵(lì)尾門模態(tài)共振、頂棚前橫梁與前風(fēng)擋局部模態(tài)共振是造成此類問(wèn)題的主因。結(jié)合模態(tài)分析，識(shí)別出共振頻率，通過(guò)采取頂棚前橫梁處加質(zhì)量及裝配吸振器調(diào)試優(yōu)化。對(duì)優(yōu)化前/后車內(nèi)后排噪音進(jìn)行了對(duì)比測(cè)試，該低頻轟鳴問(wèn)題得到有效改善。此類問(wèn)題分析與改進(jìn)優(yōu)化方案，可為工程應(yīng)用提供理論與試驗(yàn)依據(jù)。

1 模態(tài)分析理論

對(duì)于質(zhì)點(diǎn)系而言，在質(zhì)點(diǎn)運(yùn)動(dòng)的任一時(shí)刻，約束力、主動(dòng)力與慣性力構(gòu)成平衡力系，這就是達(dá)朗貝爾原理[4]。衍生到多個(gè)有限自由度的線彈性系統(tǒng)可有以下動(dòng)平衡公式[5]：

將該時(shí)域方程通過(guò)傅里葉變換轉(zhuǎn)化為頻域方程：

其中，[M]、[C]、[K]分別表示系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣分別表示系統(tǒng)的加速度、速度及位移向量，（fx）表示系統(tǒng)所受激勵(lì)向量，[Φ]、{q}分別表示模態(tài)的矩陣和坐標(biāo)。

式（2）的特征方程為：

一般對(duì)鈑金結(jié)構(gòu)分析，可忽略阻尼效果。故可由式（3）求解出模態(tài)結(jié)果ω，代入頻域方程（2）可得出系統(tǒng)的模態(tài)振型。

而系統(tǒng)結(jié)構(gòu)響應(yīng)點(diǎn)l與激振點(diǎn)p之間的頻響函數(shù)為[6]：

式中，Ker表示系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的等效剛度，εγ表示第r階模態(tài)阻尼比表示第r階模態(tài)頻率。

當(dāng)激振頻率近似接近于系統(tǒng)的固有頻率時(shí)，系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生共振并伴有振動(dòng)噪音存在，此時(shí)系統(tǒng)的共振形態(tài)就是固有模態(tài)振型。

2 試驗(yàn)排查分析與優(yōu)化

2.1 試驗(yàn)現(xiàn)象測(cè)試

勻速工況下，主觀評(píng)價(jià)團(tuán)隊(duì)在對(duì)樣車進(jìn)行共鳴共振指標(biāo)評(píng)價(jià)時(shí)發(fā)現(xiàn)車后排存在明顯的低頻壓耳轟鳴。通過(guò)采集該工況下的NVH客觀測(cè)試數(shù)據(jù)（圖1），發(fā)現(xiàn)除了正常發(fā)動(dòng)機(jī)2階正常峰值外，樣車后排噪聲在30～50 Hz頻段振動(dòng)峰值較大，與主觀評(píng)價(jià)指摘相吻合，評(píng)估問(wèn)題點(diǎn)來(lái)源于車身部件。開展車身部件進(jìn)行頻響函數(shù)測(cè)試數(shù)據(jù)采集（圖2），在30～50 Hz區(qū)間內(nèi)存在模態(tài)共振風(fēng)險(xiǎn)的部件有背門、頂棚橫梁、右側(cè)圍。

圖1 勻速工況噪聲振動(dòng)測(cè)試曲線

圖2 車身部件頻響函數(shù)測(cè)試曲線

2.2 分析與驗(yàn)證

結(jié)合模態(tài)分析理論，從整車狀態(tài)背門模態(tài)測(cè)試結(jié)果來(lái)看（圖3），背門在36 Hz存在一個(gè)類似一階彎曲模態(tài)振型的模態(tài)，懷疑是由背門模態(tài)共振引起所致。為進(jìn)一步驗(yàn)證猜想，開展了4種不同測(cè)試狀態(tài)方案進(jìn)行車身部件振動(dòng)擾動(dòng)驗(yàn)證，方案及測(cè)試結(jié)果見表1。

圖3 背門模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果

表1 車身部件擾動(dòng)驗(yàn)證

基于以上驗(yàn)證可知，車內(nèi)低頻36 Hz噪聲峰值主要是由背門模態(tài)被路面低頻段的寬頻激勵(lì)（通常為20～100 Hz）[6]，通過(guò)背門與車身的連接，促使激勵(lì)頻率與背門整體一階彎曲扭模態(tài)強(qiáng)耦合，導(dǎo)致其模態(tài)振型共振，噪聲被進(jìn)一步放大所致，同理，車內(nèi)42 Hz噪聲峰值主要是由頂棚前橫梁與前風(fēng)擋模態(tài)共振引起。綜合成本及開發(fā)節(jié)點(diǎn)考慮，從降低背門、頂棚前橫梁處響應(yīng)入手，在背門內(nèi)側(cè)配置36 Hz的動(dòng)態(tài)吸振器以改善背門共振引起的低頻噪聲，在頂棚前橫梁與前風(fēng)擋搭接處增加質(zhì)量（圖8）以改善頂棚前橫梁與前風(fēng)擋之間因模態(tài)共振引起的低頻噪聲。

圖8 頂棚前橫梁加質(zhì)量

2.3 吸振器設(shè)計(jì)

搭載動(dòng)力吸振器可改變?cè)到y(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，當(dāng)主系統(tǒng)受激勵(lì)力作用時(shí)，主系統(tǒng)的原有共振點(diǎn)轉(zhuǎn)化成搭載動(dòng)力吸振器后新系統(tǒng)的反共振點(diǎn)，將系統(tǒng)響應(yīng)的單峰優(yōu)化為兩個(gè)較小峰值，達(dá)到降低某頻率振動(dòng)之用而在工程上得到廣泛應(yīng)用。

在不考慮主振動(dòng)阻尼的條件下，共振結(jié)構(gòu)附上帶有阻尼的吸振器形成單自由度系統(tǒng)，力學(xué)模型如圖9所示。

圖4 方案1對(duì)比測(cè)試曲線

圖5 方案2對(duì)比測(cè)試曲線

圖6 方案3對(duì)比測(cè)試曲線

圖7 方案4對(duì)比測(cè)試曲線

圖9 主振動(dòng)系統(tǒng)附上吸振器簡(jiǎn)圖

其中，m1、m2分別為主振動(dòng)系統(tǒng)和吸振器的質(zhì)量，x1、x2分別為主振動(dòng)系統(tǒng)的位移和吸振器的響應(yīng)位移，k1、k2分別為主振動(dòng)系統(tǒng)、吸振器的剛度，f為主振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率。

一般來(lái)說(shuō)，帶阻尼的吸振器質(zhì)量比μ越大系統(tǒng)的減震效果越好，但受空間布置及成本所限，較難實(shí)現(xiàn)大尺寸吸振器布置。針對(duì)背門而言，通常選取m=（0.1～0.167）M。本案例選取吸振器質(zhì)量m為1 kg，質(zhì)量比μ為0.1，最終布置位置如圖10所示。

圖10 吸振器布置圖示

借助于最佳協(xié)調(diào)比可計(jì)算出吸振器的固有頻率fa、剛度k及黏性阻尼ηa[7]：

3 改善措施驗(yàn)證

將所設(shè)計(jì)的吸振器安裝到背門并在頂蓋前橫梁處增加質(zhì)量塊，在同一工況下對(duì)比原狀態(tài)進(jìn)行效果驗(yàn)證，結(jié)果如圖11所示。可看出車內(nèi)低頻36 Hz、42 Hz噪聲峰值有所改善，基于實(shí)際測(cè)試和對(duì)比分析顯示相關(guān)頻率下噪聲峰值降低了5～6 dB（A），主觀評(píng)價(jià)可接受。

圖11 勻速車內(nèi)噪聲對(duì)比測(cè)試曲線

4 結(jié)語(yǔ)

背門路噪轟鳴問(wèn)題較多是因背門系統(tǒng)模態(tài)耦合而產(chǎn)生[8]。解決此類模態(tài)耦合的方案，往往是圍繞著調(diào)整其剛度、質(zhì)量以及阻尼等因素以達(dá)到避開共振區(qū)的作用。在此案例中，路面激勵(lì)起背門模態(tài)，致使背門模態(tài)振型共振，加之頂棚前橫梁與前風(fēng)擋模態(tài)也存在共振，使得車內(nèi)后排噪音被進(jìn)一步放大，產(chǎn)生低頻轟鳴音。因此在相關(guān)車型設(shè)計(jì)時(shí)，需更多地考慮模態(tài)避頻，避免后續(xù)出現(xiàn)類似轟鳴噪音問(wèn)題以免影響車內(nèi)感知。