某車型車內(nèi)轟鳴噪聲的分析與優(yōu)化

劉林根 劉邦雄 許早龍 尹若愚 肖頤

摘? 要：針對某車型加速過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速2800rpm時引起的車內(nèi)轟鳴問題，利用LMS Test.lab測試系統(tǒng)，對該車進行NVH測試。通過頻譜分析，找到引發(fā)車內(nèi)轟鳴問題的頻率范圍，對相近模態(tài)的零部件進行排查，判斷為空調(diào)壓縮機系統(tǒng)模態(tài)偏低，與發(fā)動機工作頻率產(chǎn)生共振導致車內(nèi)轟鳴，降低了車內(nèi)聲品質(zhì)。為此基于有限元仿真方法提高壓縮機系統(tǒng)的模態(tài)，避免與發(fā)動機在常用轉(zhuǎn)速下的共振，改善了車內(nèi)轟鳴噪聲。

關鍵詞：轟鳴;模態(tài)分析;共振;頻譜分析

中圖分類號：U462.3? ? ? 文獻標識碼：A? ? ?文章編號：1005-2550（2018）06-0060-05

Analysis and Optimization of Booming Noise a Vehicle

LIU Lin-gen， LIU Bang-xiong， XU Zao-long， YIN Ruo-yu， XIAO Yi

（ R&D Center of Jiangxi Changhe Automobile Co.， Ltd.， Jingdezhen 333002， China ）

Abstract： To solve the Booming noise problems at 2800 rpm of engine speed for a vehicle during acceleration， a NVH test was applied to analysis the problems by using LMS test system. Find the frequency range that caused the boom in the vehicle through spectrum analysis. After checking the components of the similar mode， it is judged that the mode of the air conditioning compressor system is low. And it caused boom in the vehicle due to resonate with frequency of engine work and air conditioning compressor system. Then the sound quality was reduced in the vehicle. In order to improve the booming noise， avoid the resonance of the engine at the common speed by improving the modal of compressor system based on finite element simulation method.

Key Words： boom; modal analysis; resonance; spectrum analysis

1? ? 前言

汽車的NVH（Noise Vibration Harshness）性能是汽車研發(fā)過程中重要的性能指標之一，車內(nèi)噪聲的大小往往最能直觀體現(xiàn)汽車的NVH水平，對車內(nèi)噪聲進行有效管控是保證整車NVH水平的主要手段之一。作為車內(nèi)噪聲最常見的轟鳴問題，常常會給乘客帶來不舒適感，頭疼、情緒焦躁甚至惡心嘔吐。因此避免車內(nèi)轟鳴在車內(nèi)噪聲控制中顯得尤為重要[1-3]。

隨著CAE技術(shù)的快速發(fā)展，測試技術(shù)的不斷成熟。利用CAE分析技術(shù)結(jié)合試驗測試來考核汽車構(gòu)件的振動特性、噪聲特性和疲勞耐久性等已經(jīng)廣泛應用于現(xiàn)代汽車設計中。王海濤等[4]對轟鳴問題產(chǎn)生的原因進行了研究，確定轟鳴噪聲為車身地板的局部結(jié)構(gòu)振動與空腔聲學耦合所引起的，通過提高局部剛度改變結(jié)構(gòu)振動的固有頻率避免了共振，改善了車內(nèi)轟鳴。李嘉通等[5]通過Hyperworks對空調(diào)壓縮機支架進行模態(tài)試驗與仿真分析，發(fā)現(xiàn)固有頻率偏低，改進支架結(jié)構(gòu)，有效抑制支架的共振，車內(nèi)轟鳴改善明顯。楊仕祥等[6]利用階次分析法和模態(tài)分析法對懸置進行優(yōu)化，降低了車內(nèi)轟鳴噪聲。

本文作者針對車內(nèi)轟鳴噪聲問題，首先采用LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的Signature Testing-Advanced模塊對某車型整車進行了客觀振動測試，獲取了轟鳴噪聲所在的頻率范圍，隨后對相近頻率范圍的零部件進行排查，判斷問題為壓縮機系統(tǒng)模態(tài)共振引起。以此為基礎，針對壓縮機系統(tǒng)模態(tài)進行優(yōu)化，通過CAE仿真技術(shù)給定優(yōu)化方案，提高其模態(tài)，并經(jīng)過主觀評價和客觀測試，證明了該優(yōu)化方案對車內(nèi)轟鳴有顯著改善，為今后類似轟鳴問題的解決提供了有益參考。

2? ? 問題描述

對某車型在道路測評過程中經(jīng)主觀評價發(fā)現(xiàn)，在2800rpm轉(zhuǎn)速左右車內(nèi)出現(xiàn)“嗡嗡”壓耳的轟鳴噪聲。因此，本文主要針對2800rpm轉(zhuǎn)速附近的轟鳴現(xiàn)象進行分析和優(yōu)化。

3? ? 轟鳴噪聲的試驗診斷與分析

3.1? ?整車試驗測試

測試設備采用LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，如圖1所示，使用Signature Testing-Advanced模塊，對聲音作A計權(quán)處理，設定聲壓信號的采樣頻率為12800Hz，頻率分辨率為1Hz。參考車內(nèi)噪聲測試標準，在駕駛員右耳處布置1個PCB麥克風傳感器，用于駕駛員耳旁的聲壓級，如圖2。

通過道路測試采集加速、勻速過程中車內(nèi)噪聲測試數(shù)據(jù)，對數(shù)據(jù)作頻譜分析，獲取了2800rpm時車內(nèi)噪聲的瀑布圖及頻譜圖，如圖3、圖4所示。其中，在瀑布圖中頻率為200Hz時的亮條特別突出，為共振特征，利用濾波器將該頻率成分去除，通過回放發(fā)現(xiàn)去除該頻率的聲音片段無轟鳴噪聲，判定轟鳴噪聲為單頻噪聲導致。在頻譜圖中也可發(fā)現(xiàn)單頻200Hz峰值處噪聲較明顯，其聲壓級為57.29dB（A）。

本車型搭載的發(fā)動機為四缸四沖程發(fā)動機，基于發(fā)動機工作噪聲的機理，由發(fā)動機引起的諧波階次頻率為：

式中：f 為發(fā)動機的諧波階次頻率，單位為Hz;n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，單位為rpm;r為發(fā)動機的諧波階次。

當發(fā)動機諧波階次r為4時，發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為2800rpm的諧波階次為187Hz，與200Hz相近，初步判斷車內(nèi)轟鳴為發(fā)動機的4階次激勵激發(fā)相關部件，引起共振產(chǎn)生。

3.2? ?相關部件模態(tài)試驗分析

模態(tài)試驗分析能夠得到結(jié)構(gòu)的固有特性和模態(tài)振型，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷提供依據(jù)[7]。對相關部件的模態(tài)進行測試。應用LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進行信號采集，設置采樣頻率為1600Hz，頻率分辨率為1Hz。布置PCB加速度傳感器于相關零部件上，經(jīng)力錘敲擊測得各零部件模態(tài)參數(shù)，通過分析圖5所示的零部件頻響曲線可知，壓縮機系統(tǒng)的頻響曲線中出現(xiàn)了196Hz的峰值，基于頻響原理，推斷出峰值為壓縮機系統(tǒng)的1階固有頻率，與前文頻譜分析中的200Hz單頻噪聲出現(xiàn)的峰值相近。由此可以判斷在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2800rpm時，壓縮機系統(tǒng)的模態(tài)偏低，被發(fā)動機4階激勵所激起而引起了在該轉(zhuǎn)速下的共振，產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴噪聲，致使整車聲品質(zhì)下降。為進一步驗證共振產(chǎn)生的原因，并對壓縮機系統(tǒng)模態(tài)進行優(yōu)化，利用CAE仿真方法對其進行仿真計算。

4? ? CAE分析及優(yōu)化

4.1? ?有限元模型建立

利用Hypermesh有限元軟件對壓縮機系統(tǒng)建立有限元模型。如圖6所示，在保證模型準確的前提下，對有限元模型進行了簡化處理，如壓縮機采用集中質(zhì)量進行模擬，賦予壓縮機質(zhì)量為7.8kg，其余零部件采用四面體單元進行網(wǎng)格劃分，單元總數(shù)為525914，節(jié)點總數(shù)為135015，壓縮機支架與壓縮機、發(fā)動機的螺栓連接選取RBE2單元進行模擬。

4.2? ?仿真分析

將已經(jīng)建好的有限元模型導入MSC.Nastran中進行求解計算，計算結(jié)果如表1和圖7所示。前兩階振型分別為左右擺動和上下擺動，為驗證模型的準確性，將模態(tài)參數(shù)的仿真結(jié)果與實驗測試結(jié)果進行對比，從表1中可以看出，仿真結(jié)果與實驗吻合較好，誤差均小于5%，其中一階固有頻率的誤差僅為0.46%，驗證了仿真結(jié)果的準確性。

4.3? ?優(yōu)化方案

針對該車型壓縮機系統(tǒng)1階固有頻率與發(fā)動機激勵共振，導致車內(nèi)轟鳴噪聲問題，因此需提高壓縮機系統(tǒng)的1階固有頻率。現(xiàn)有車型壓縮機支架與發(fā)動機缸體通過螺栓連接，采用“鈍三角”非對稱布置形式，易導致壓縮機繞長邊擺動。為此，對壓縮機支架安裝點的布置方式進行優(yōu)化，如圖8所示，優(yōu)化方案為在發(fā)動機缸體上增加約41mm高的凸臺，凸臺內(nèi)設置螺紋孔，通過螺栓與壓縮機支架連接，使得螺栓組的布置形式為近乎對稱的“四邊形”，能有效提高壓縮機系統(tǒng)的剛度。

將改進后方案在Hypermesh中進行有限元建模，材料屬性、網(wǎng)格劃分及邊界條件均未改變，加載相同工況提交MSC.Nastran求解計算，并與優(yōu)化前結(jié)果作對比分析。優(yōu)化前后壓縮機系統(tǒng)前2階模態(tài)對比見表2，從中可以看出，優(yōu)化后的1階固有頻率為225.3Hz，提高了約30Hz，此時對應的發(fā)動機四階激勵為3375rpm，本車型轉(zhuǎn)速為3100rpm時，車速為140km/h?；诖?，若發(fā)動機激發(fā)壓縮機系統(tǒng)，轉(zhuǎn)速必須達到3375rpm才可，實際駕駛過程中不會達到該轉(zhuǎn)速，因此優(yōu)化后的壓縮機系統(tǒng)達成工程需求，滿足要求。

5? ? 優(yōu)化方案試驗驗證

在對實車進行客觀測試前，選取兩輛整車，其中一臺為原狀態(tài)整車，編號為1號，另一臺為優(yōu)化方案整改到位后的整車，編號為2號。對兩輛車進行主觀評價，經(jīng)專業(yè)人員評價結(jié)果如下：1號車6檔加速過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2800rpm時車內(nèi)轟噪鳴聲明顯，2號車6檔加速過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2800rpm時車內(nèi)無轟鳴噪聲。然后采用LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對2號車進行客觀測試，分析測試數(shù)據(jù)，并與優(yōu)化前測試數(shù)據(jù)對比分析，如圖9和圖10所示。

從圖9中可以看出，優(yōu)化后的實車在2800rpm時無亮條，轟鳴噪聲消除。從圖10中可以看出，優(yōu)化前存在單頻約200Hz的噪聲峰值，為57.29dB（A），優(yōu)化后無明顯峰值，在此頻率下單頻噪聲為44.94dB（A），單頻噪聲下降12.35dB（A），改善明顯。

6? ? 結(jié)論

為有效改善壓縮機系統(tǒng)共振引起車內(nèi)轟鳴噪聲問題，提升車內(nèi)聲品質(zhì)，采用試驗測試與仿真分析相結(jié)合的方法，對壓縮機系統(tǒng)進行模態(tài)分析優(yōu)化。得出如下結(jié)論：

1、在設計壓縮機支架安裝點時，應充分考慮螺栓組的分布方式，宜采用對稱幾何形狀布置，使得螺栓組的對稱中心與結(jié)合面中心重合。

2、采用有限元方法，利用CAE仿真分析結(jié)合試驗測試的方法，準確定位壓縮機系統(tǒng)與發(fā)動機共振問題，優(yōu)化方案有效避開共振，為今后轟鳴問題的診斷和壓縮機系統(tǒng)的優(yōu)化提供了案例支持和有益參考。

參考文獻：

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