陳慈龍 徐高新 郭 峰 謝 政 萬(wàn) 松

(1 江鈴汽車(chē)股份有限公司 南昌 330001)

(2 江西省汽車(chē)噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 南昌 330001)

0 引言

在競(jìng)爭(zhēng)日益激烈的汽車(chē)市場(chǎng)上，隨著客戶(hù)對(duì)乘坐舒適的要求越來(lái)越高，NVH 性能越來(lái)越重要。車(chē)輛良好的振動(dòng)、噪聲表現(xiàn)是產(chǎn)品的亮點(diǎn)，能提升車(chē)輛的品質(zhì)和產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力；而振動(dòng)噪聲大的車(chē)輛易被顧客抱怨，嚴(yán)重的問(wèn)題甚至?xí)?dǎo)致廠家失去市場(chǎng)。

轟鳴聲是低頻壓耳的噪聲，一般頻率在20～100 Hz。其中動(dòng)力總成NVH 最主要的激勵(lì)來(lái)源于發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率扭矩提升會(huì)加大發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)。而隨著顧客對(duì)動(dòng)力性能的要求越來(lái)越高，動(dòng)力性和NVH 性能兩者會(huì)產(chǎn)生沖突，需要從業(yè)者以整車(chē)NVH的思路匹配調(diào)教。

針對(duì)轟鳴噪聲，王東[1]主要在源頭方面對(duì)扭振激勵(lì)進(jìn)行分析優(yōu)化。閆亮[2]通過(guò)在車(chē)身上增加一個(gè)支持支架，從而提升懸置動(dòng)剛度，優(yōu)化了懸置接附點(diǎn)到車(chē)內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)(Noise transfer function,NTF)，從而解決了92 Hz的轟鳴問(wèn)題。郭錦鵬等[3]、蘇永雷等[4]通過(guò)車(chē)身風(fēng)擋橫梁下板空調(diào)進(jìn)風(fēng)口處進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，增加兩個(gè)加強(qiáng)板，以提高其剛度和模態(tài)頻率，從而使風(fēng)擋橫梁下板模態(tài)避開(kāi)聲固耦合頻率區(qū)域。Oka 等[5]、Gupta 等[6]關(guān)注與車(chē)身模態(tài)耦合的優(yōu)化。以上6 種優(yōu)化方式僅針對(duì)激勵(lì)源或車(chē)身局部改進(jìn)進(jìn)行優(yōu)化，且局限在部分零件的單獨(dú)研究，未對(duì)轟鳴的詳細(xì)機(jī)理進(jìn)行系統(tǒng)分析。本文針對(duì)某輕客加速轟鳴問(wèn)題進(jìn)行了詳細(xì)診斷分析，通過(guò)分析傳遞路徑和車(chē)身貢獻(xiàn)量，最終提出了徹底解決轟鳴噪聲問(wèn)題的方案。

1 車(chē)輛結(jié)構(gòu)及問(wèn)題概述

1.1 車(chē)型結(jié)構(gòu)及參數(shù)介紹

表1 動(dòng)力系統(tǒng)、車(chē)身懸掛結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介T(mén)able 1 Introduction to power system and body suspension structure

1.2 問(wèn)題描述

整車(chē)在2 檔、3 檔、4 檔、5 檔在1350 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間加速行駛時(shí)車(chē)內(nèi)存在明顯轟鳴聲，檔位越高越明顯，主觀不可接受。經(jīng)測(cè)試確認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火2階噪聲，轟鳴聲頻率為40～50 Hz。圖1 為前排實(shí)測(cè)的車(chē)內(nèi)噪聲，其中實(shí)線(xiàn)表示總聲壓級(jí)，虛線(xiàn)表示發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次噪聲?？煽闯鲈?100～1500 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間，低頻的點(diǎn)火噪聲階次占主要能量。

圖1 加速工況車(chē)內(nèi)前排噪聲曲線(xiàn)Fig.1 Wide open throttle acceleration interior noise

2 問(wèn)題診斷

2.1 問(wèn)題分析

對(duì)于多輸入-多路徑-多響應(yīng)的低頻率轟鳴問(wèn)題，詳細(xì)分析傳遞路徑，使用“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論。依據(jù)該理論，梳理問(wèn)題的關(guān)鍵影響因子，并繪制出魚(yú)骨圖，詳見(jiàn)圖2匯總分析。

圖2 轟鳴影響因子魚(yú)骨圖Fig.2 The key influence factor of booming issue fishbone diagram

2.2 問(wèn)題排查

2.2.1 激勵(lì)源機(jī)理分析

該問(wèn)題階次是發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次，首先排查與發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火特征相關(guān)的激勵(lì)源。測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)在懸置主動(dòng)端的振動(dòng)，幅值大小符合該排量柴油發(fā)動(dòng)機(jī)正常大小水平，且與標(biāo)桿車(chē)相當(dāng)，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振水平合理。進(jìn)氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)一端與發(fā)動(dòng)機(jī)連接，另一端與車(chē)身相連，減少發(fā)動(dòng)機(jī)的低頻振動(dòng)通過(guò)進(jìn)氣、排氣系統(tǒng)傳遞到車(chē)身非常關(guān)鍵。通過(guò)測(cè)試空氣濾清器安裝點(diǎn)的振動(dòng)，沒(méi)有發(fā)現(xiàn)對(duì)應(yīng)的振動(dòng)特征，斷開(kāi)空氣濾清器與車(chē)身的連接沒(méi)有改善。測(cè)試排氣系統(tǒng)傳遞到車(chē)身的吊鉤力，在問(wèn)題頻率區(qū)間滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)，在40～50 Hz 區(qū)間沒(méi)有排氣系統(tǒng)一階彎曲、扭轉(zhuǎn)模態(tài)，拆除排氣吊耳使排氣系統(tǒng)與車(chē)身斷開(kāi)連接，問(wèn)題沒(méi)有改善。綜上可判斷激勵(lì)源發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)沒(méi)有異常，懸置系統(tǒng)、進(jìn)氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)傳遞路徑?jīng)]有貢獻(xiàn)。

測(cè)試進(jìn)氣口、排氣口噪聲在問(wèn)題頻率區(qū)間均沒(méi)有對(duì)應(yīng)峰值，對(duì)進(jìn)氣口和排氣口進(jìn)行絕對(duì)屏蔽，車(chē)內(nèi)噪聲沒(méi)有優(yōu)化，且測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲的線(xiàn)性度好，排除了發(fā)動(dòng)機(jī)、進(jìn)氣口和排氣口空氣輻射傳遞的貢獻(xiàn)。

除氣缸內(nèi)氣體壓力產(chǎn)生的激振力、活塞連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性力外，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)也是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要振動(dòng)類(lèi)型。基于搭載發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)測(cè)缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)一維扭振激勵(lì)響應(yīng)仿真計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)扭振。由表2 可知，實(shí)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸處扭振激勵(lì)相對(duì)標(biāo)桿車(chē)型差30%。

表2 傳遞系統(tǒng)扭振分析對(duì)比Table 2 Driveline torsional vibration analysis

本車(chē)型傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振點(diǎn)在2100 r/min，而轟鳴問(wèn)題轉(zhuǎn)速處在離合器的非共振區(qū)，根據(jù)隔振原理，此轉(zhuǎn)速頻率段激勵(lì)頻率比共振頻率小于1，是受彈性剛度件控制區(qū)域，即離合器主簧剛度，故該轉(zhuǎn)速區(qū)間離合器無(wú)有效隔振也沒(méi)有明顯放大發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)。通過(guò)嘗試將離合器的主減振彈簧剛度從23 Nm/(?)降低至19 Nm/(?)、使用主減振阻尼上下極限值15～30 Nm 離合器，都不能大幅度有效降低傳動(dòng)軸處的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)。理論分析匹配雙質(zhì)量飛輪將扭振共振點(diǎn)降低至怠速轉(zhuǎn)速激勵(lì)以下，可有效改善動(dòng)力系統(tǒng)扭振激勵(lì)，但本項(xiàng)目的時(shí)間和成本受限，須從傳遞路徑和車(chē)身響應(yīng)方面優(yōu)化車(chē)內(nèi)轟鳴聲問(wèn)題。

2.2.2 傳遞路徑分析

通過(guò)對(duì)動(dòng)力總成懸置降動(dòng)剛度、斷開(kāi)進(jìn)氣、排氣系統(tǒng)與車(chē)身的連接，均對(duì)車(chē)身振動(dòng)和問(wèn)題噪聲沒(méi)有改善。考慮動(dòng)力系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)偏大，對(duì)傳動(dòng)軸與車(chē)身之間的傳遞路徑進(jìn)行分析。測(cè)試發(fā)現(xiàn)前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)處的振動(dòng)明顯偏大且與問(wèn)題區(qū)間對(duì)應(yīng)。轉(zhuǎn)向節(jié)處X向振動(dòng)達(dá)0.98 g，明顯大于其他動(dòng)力總成懸置、排氣、冷卻系統(tǒng)的振動(dòng)。

式中：mn為應(yīng)力響應(yīng)譜的n階矩；Sσ(ω)為應(yīng)力響應(yīng)譜；H為傳遞函數(shù)；S(ω)為波能譜；σ為短期海況瑞利分布均方差；f0為平均跨零頻率。

對(duì)懸掛系統(tǒng)進(jìn)一步分析，進(jìn)行工作變形模態(tài)(Operational deflection shape,ODS)測(cè)試。轟鳴發(fā)生時(shí)，懸掛受傳動(dòng)軸扭振激勵(lì)，前懸掛整體前后X向運(yùn)動(dòng)，伴隨以擺臂與副車(chē)架前安裝點(diǎn)為中心繞Z軸扭轉(zhuǎn)。

通過(guò)對(duì)減振器塔頂Top Mount 橡膠襯套降低剛度、擺臂加質(zhì)量和擺臂襯套降剛度措施，均無(wú)明顯效果，判斷在轉(zhuǎn)向節(jié)之后向車(chē)身的傳遞路徑?jīng)]有主導(dǎo)的貢獻(xiàn)路徑。

2.2.3 車(chē)身響應(yīng)分析

通過(guò)CAE分析，懸置和懸掛與車(chē)身接附點(diǎn)到車(chē)內(nèi)40～50 Hz 的NTF 超通用目標(biāo)值。由圖3 可知，進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)車(chē)內(nèi)縱向1 階聲腔模態(tài)45.1 Hz 與問(wèn)題頻率相近，顏色深的區(qū)域代表聲壓高。因?yàn)檐?chē)內(nèi)聲腔不規(guī)則和座椅的影響，與簡(jiǎn)化計(jì)算方法結(jié)果有約3%誤差[7]。聲腔簡(jiǎn)化計(jì)算方法對(duì)快速分析工程問(wèn)題有較大實(shí)際運(yùn)用意義。

圖3 聲腔模態(tài)CAE 分析陣型Fig.3 CAE modal shape of sound cavity

對(duì)可能與聲腔模態(tài)相關(guān)的部件進(jìn)行快速優(yōu)化方案疊加確認(rèn)，依據(jù)單變量因素遞減方法，對(duì)前風(fēng)擋下橫梁加強(qiáng)對(duì)NTF 優(yōu)化效果較明顯，前圍鈑金、尾門(mén)下部左右兩邊內(nèi)板、駕駛艙左右門(mén)底部?jī)?nèi)板加強(qiáng)優(yōu)化效果次之。

3 優(yōu)化方案研究

根據(jù)源-傳遞路徑-響應(yīng)分析原理，可從3 方面優(yōu)化問(wèn)題，一般在工程開(kāi)發(fā)中會(huì)綜合選取時(shí)間最短、成本最低的高性?xún)r(jià)比方案。降低發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩可降低傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)，但會(huì)惡化加速動(dòng)力性能，開(kāi)發(fā)雙質(zhì)量飛輪可完全解決激勵(lì)問(wèn)題，但開(kāi)發(fā)周期長(zhǎng)且成本高；大幅度變更懸掛襯套參數(shù)對(duì)動(dòng)態(tài)性能和耐久性能影響較大。綜合研究分析，可通過(guò)在轉(zhuǎn)向節(jié)增加動(dòng)力吸振器、前圍凸筋加強(qiáng)、前風(fēng)窗下橫梁和尾門(mén)增加復(fù)合車(chē)身解決方案(Composite body solutions,CBS)[8]，以完全解決該噪聲問(wèn)題。

3.1 結(jié)構(gòu)傳遞路徑優(yōu)化

因?yàn)閭鲃?dòng)系的扭振振動(dòng)激勵(lì)前懸掛的前后運(yùn)動(dòng)模態(tài)，小幅度調(diào)整懸掛的Top Mount橡膠剛度和下擺臂加質(zhì)量均對(duì)振動(dòng)傳遞沒(méi)有明顯優(yōu)化。在乘用車(chē)路噪優(yōu)化中，梁新華等[9]采用在多連桿后懸掛彈簧托臂加裝動(dòng)力吸振器優(yōu)化了120 Hz 的路噪問(wèn)題。由圖4 可知，根據(jù)實(shí)際NVH 要求和布置邊界，選取吸振器參數(shù)：質(zhì)量為1.5 kg，軸向臺(tái)架頻率為45 Hz的圓柱形動(dòng)力吸振器。圖4(a)白色圈內(nèi)所示為本車(chē)型在前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)處安裝重1.5 kg 的整車(chē)X方向動(dòng)力吸振器。由圖5 可知，轉(zhuǎn)向節(jié)處的X向振動(dòng)從0.99 g優(yōu)化至0.74 g，車(chē)內(nèi)噪聲優(yōu)化2.8 dB(A)。

圖4 轉(zhuǎn)向節(jié)動(dòng)力吸振器安裝示意及臺(tái)架頻率Fig.4 Installation position of steering knuckle damper and the rig test data of the damper

圖5 轉(zhuǎn)向節(jié)加動(dòng)力吸振器優(yōu)化效果Fig.5 Optimization effect of steering knuckle fit damper

3.2 車(chē)身響應(yīng)優(yōu)化

根據(jù)噪聲傳遞原理，下車(chē)體的振動(dòng)會(huì)通過(guò)關(guān)鍵接附點(diǎn)傳遞到車(chē)身，其中車(chē)身面板模態(tài)與聲腔耦合往往會(huì)造成嚴(yán)重的低頻轟鳴聲。經(jīng)識(shí)別，本問(wèn)題的關(guān)鍵點(diǎn)是減振器安裝點(diǎn)。通過(guò)有限元法分析前減振器車(chē)身安裝點(diǎn)到車(chē)內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)，如圖6 所示，重點(diǎn)分析與1 階聲腔模態(tài)振型相關(guān)的前圍和尾門(mén)，在前風(fēng)窗下橫梁與前圍中通道硬連接，噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化明顯。進(jìn)行實(shí)車(chē)驗(yàn)證確認(rèn)前風(fēng)窗下橫梁和尾門(mén)有X向模態(tài)，前圍板受迫響應(yīng)?？赏ㄟ^(guò)對(duì)前圍板進(jìn)行凸筋處理、對(duì)前風(fēng)窗下橫梁和尾門(mén)進(jìn)行增加CBS加強(qiáng)。CBS一般是由熱膨脹結(jié)構(gòu)粘膠與工程化骨架組成，骨架材料可選工程塑料、碳纖維、合金金屬，通過(guò)熱膨脹結(jié)構(gòu)膠粘接于車(chē)身空腔截面，能夠提升車(chē)身剛度，兼顧降低重量。采用工程塑料結(jié)構(gòu)的CBS 還具有開(kāi)發(fā)周期快的優(yōu)點(diǎn)[10]。CBS 可作為快速加強(qiáng)車(chē)身結(jié)構(gòu)件的有效方案。

圖6 前風(fēng)窗橫梁優(yōu)化Fig.6 FEA analysis on the cross beam of windshield

3.2.1 前風(fēng)窗下橫梁和前圍板

實(shí)車(chē)測(cè)試前風(fēng)窗下橫梁存在45 Hz 附近有對(duì)應(yīng)頻率頻響函數(shù)(Frequency response function,FRF)峰值和對(duì)應(yīng)NTF 峰值，前圍處沒(méi)有FRF 頻率是受迫響應(yīng)。圖7(a)為在前風(fēng)窗下橫梁增加CBS 工程塑料結(jié)構(gòu)，圖7(b)為在前圍加凸筋加強(qiáng)。由圖8 可知，在前風(fēng)窗下橫梁和前圍兩處加強(qiáng)車(chē)內(nèi)2 階噪聲最高優(yōu)化4 dB(A)。

圖7 前風(fēng)窗橫梁加CBS 和前圍加凸筋Fig.7 CBS added to the cross beam of windshield and convex reinforcement added to the cowl panel

圖8 前風(fēng)窗下橫梁加CBS 和前圍凸筋車(chē)內(nèi)2 階噪聲優(yōu)化效果Fig.8 Interior 2nd order noiseoptimization effect of adding CBS to the lower cross beam of windshield and cowl panel with convex rib reinforcement

3.2.2 尾門(mén)CBS

測(cè)試尾門(mén)的模態(tài)陣型，圖9 為在44 Hz 處有內(nèi)板的局部呼吸模態(tài)。圖10為通過(guò)在模態(tài)陣型敏感處尾門(mén)內(nèi)外板之間增加CBS連接。由圖11可知，增加CBS 方案后，車(chē)內(nèi)噪聲在1200 r/min 以下優(yōu)化2～3 dB(A)。

圖9 尾門(mén)模態(tài)陣型Fig.9 Tailgate modal shape

圖10 手工方案和工程化方案Fig.10 Manual scheme and engineering scheme

圖11 尾門(mén)CBS 方案優(yōu)化效果Fig.11 Optimization effect of tail gate with CBS

3.3 綜合優(yōu)化效果驗(yàn)證

綜合路徑方面前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)動(dòng)力吸振器和響應(yīng)處車(chē)身優(yōu)化方案，整體主觀優(yōu)化明顯，評(píng)估可接受，客觀數(shù)據(jù)優(yōu)化7 dB(A)，詳見(jiàn)圖12。

圖12 綜合優(yōu)化方案改善結(jié)果Fig.12 Improvement results of comprehensive optimization scheme

4 結(jié)論

本文對(duì)整車(chē)加速工況低頻轟鳴聲根本原因進(jìn)行路徑和響應(yīng)分析，綜合測(cè)試和CAE分析手段確認(rèn)問(wèn)題根本原因?yàn)榕ふ窦?lì)前懸掛前后運(yùn)動(dòng)模態(tài)，通過(guò)懸掛系統(tǒng)傳遞至前風(fēng)窗橫梁和尾門(mén)并與車(chē)廂縱向1 階聲腔模態(tài)耦合造成車(chē)內(nèi)轟鳴。在結(jié)構(gòu)傳遞路徑和車(chē)身響應(yīng)方面提出優(yōu)化方案，通過(guò)在轉(zhuǎn)向節(jié)加動(dòng)力吸振器和車(chē)身前風(fēng)窗下橫梁和尾門(mén)加CBS 解決了該問(wèn)題，為后續(xù)該類(lèi)車(chē)型的NVH 前期開(kāi)發(fā)和問(wèn)題解決提供了參考。