某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲試驗分析與降噪改進

王若平，張 旭，夏仕朝，李文武

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院， 天津 300399)

近年來我國汽車市場MPV需求量不斷增長，低噪聲與高舒適性的MPV越來越受消費者的青睞。與乘用車相比，MPV的體積、質(zhì)量相對較大，但在NVH性能方面又要求具有乘用車的水平，所以車內(nèi)噪聲的控制是一個重要的技術(shù)難題。MPV的車內(nèi)噪聲問題的主要表現(xiàn)之一就是轟鳴噪聲，其頻率通常在25～100 Hz范圍內(nèi)[1]，有明顯的低頻屬性。對于車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機理的研究目前主要采用傳遞路徑分析、相關(guān)性分析、模態(tài)分析等方法[2-3]，以確定車內(nèi)轟鳴聲的振動來源及峰值產(chǎn)生的原因。車內(nèi)轟鳴聲的優(yōu)化主要從傳遞路徑上進行處理，主要的降噪方法有改變聲腔模態(tài)和結(jié)構(gòu)振動模態(tài)分布、改善傳動軸系的固有振動特性、安裝扭轉(zhuǎn)減振器、改進后橋結(jié)構(gòu)和優(yōu)化懸架等[4]。

本文針對某款在研MPV樣車在試車過程中出現(xiàn)加速工況下轟鳴噪聲過大問題，對該MPV樣車車內(nèi)振動噪聲、懸置隔振率、車身模態(tài)、車內(nèi)聲腔模態(tài)、傳動系扭振等進行測試分析，從傳遞路徑的角度分析識別出車內(nèi)轟鳴噪聲的主要來源，利用AMESim仿真軟件建立了樣車動力傳動系統(tǒng)的仿真模型，對動力傳動系統(tǒng)進行自由振動計算，得到了各階扭振模態(tài)頻率。最后對車身局部結(jié)構(gòu)和傳動系參數(shù)進行了優(yōu)化改進，有效降低了樣車車內(nèi)轟鳴噪聲，使得加速工況下樣車NVH性能得到改善。

1 樣車車內(nèi)加速噪聲試驗分析

測試樣車為一前置后驅(qū)的MPV樣車，測試前主觀評價的反饋結(jié)果為該樣車加速工況下發(fā)動機轉(zhuǎn)速為900～1600 r/min范圍內(nèi)車內(nèi)存在明顯的轟鳴聲，且后排座椅處的噪聲比前排大。利用LMS TEST.Lab對該車進行4擋全油門加速測試。為了更準確判斷車內(nèi)噪聲來源，排除路面激勵干擾，本次車內(nèi)噪聲振動試驗選在整車半消聲室內(nèi)轉(zhuǎn)鼓上進行。噪聲測點分別在駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁位置、后排座椅中間位置。圖1為4擋全油門加速工況駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲聲壓級和后聲壓級隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，表1為噪聲測點噪聲峰值及對應(yīng)頻率。

圖1 測點位置4擋加速噪聲

表1 4擋加速工況下車內(nèi)噪聲測點噪聲峰值及對應(yīng)頻率

由圖1和表1可知：在4擋加速工況下，2個噪聲測點聲壓級在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200 r/min和1 500 r/min附近都存在噪聲峰值，其中綠色曲線為2階曲線，2處噪聲峰值剛好對應(yīng)2階曲線峰值，表明2處峰值與發(fā)動機2階激勵有關(guān)，并且后排中間車內(nèi)噪聲比駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁普遍高出3 dB，這一現(xiàn)象與主觀評價相符，該MPV在加速過程中低轉(zhuǎn)速下確實有轟鳴聲產(chǎn)生。

2 轟鳴聲傳遞路徑試驗分析

車內(nèi)轟鳴噪聲產(chǎn)生的主要因素有：發(fā)動機作為激勵源其激勵頻率與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率吻合、車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率吻合、傳動系統(tǒng)扭振激勵通過驅(qū)動橋經(jīng)懸架傳遞到車身與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)吻合[5]。為了準確判斷該車在加速過程中2處噪聲峰值產(chǎn)生的原因，需對轟鳴噪聲的傳遞路徑進行試驗分析。

2.1 動力總成懸置隔振性能測試分析

測試樣車發(fā)動機縱置，為前置后驅(qū)，動力總成懸置采用3點布置。左右懸置基本對稱，后懸為變速箱懸置。利用LMS TEST.Lab對該車懸置隔振性能進行測試，測試工況為4擋全油門加速工況，坐標定義為整車坐標。測試完成后得到如表2所示的懸置隔振性能數(shù)據(jù)。

由表2可知：各擋加速工況下動力總成懸置隔振性能在X、Y、Z方向上隔振率都大于20 dB，動力總成懸置的隔振性都能達到要求，因此判斷動力總成懸置隔振性能良好；而后懸置Z方向上被動端振動幅值相對其他懸置振動幅值較大，發(fā)動機振動仍能通過后懸置傳遞到車身端。

2.2 車身結(jié)構(gòu)模態(tài)測試分析

利用LMS TEST.Lab設(shè)備對樣車裝飾車身(拆除發(fā)動機和進排氣系統(tǒng))進行模態(tài)試驗，激勵力由激振器產(chǎn)生。得到前6階模態(tài)頻率和振型，描述如表3所示，可知頂棚2階和4階的模態(tài)頻率與轟鳴噪聲峰值頻率接近，分別是41.1 Hz和50.9 Hz。

表2 4擋加速工況下懸置隔振性能

表3 車身前6階模態(tài)振動頻率及振型描述

2.3 聲腔模態(tài)試驗與分析

利用LMS SADAS MOBILE 數(shù)據(jù)采集前端測量該車的聲腔模態(tài)，試驗激勵信號由低頻標準體積聲源發(fā)出，把右后排座椅位置作為選擇激勵點。坐標定義為整車坐標，響應(yīng)測點共布置40個，其中：X方向共布置8行，間距為20～40 cm；Y方向根據(jù)車內(nèi)寬度平均分布5列，間距為36 cm；測點的Z方向在駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁處高度。駕駛員頭枕截面位置車內(nèi)聲腔模態(tài)振型如圖2所示。

圖2 聲腔模態(tài)振型

從圖2可以看到：40.1 Hz時聲壓峰值出現(xiàn)在駕駛員位置；49.6 Hz時聲壓峰值(圖中紅色區(qū)域)出現(xiàn)在車尾，表明樣車在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200 r/min和1 500 r/min時發(fā)動機激勵引起了車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，從而產(chǎn)生了車內(nèi)轟鳴聲；50 Hz附近時車內(nèi)轟鳴聲最大且出現(xiàn)在后排，這往往與前置后驅(qū)車傳動系統(tǒng)扭振存在很大關(guān)系[7]，所以需要進一步對樣車傳動扭振進行測試。

2.4 樣車傳動系試驗分析

利用LMS TEST.Lab設(shè)備對樣車傳動系統(tǒng)進行扭振試驗，共布置了5個測點，在發(fā)動機飛輪端、變速箱輸入端布置磁電傳感器，在變速箱輸出端、主減速器輸入端布置光電傳感器，在主減速器上布置加速度傳感器。其中2個磁點傳感器、2個光電傳感器用于測試扭振角速度，1個三向加速度傳感器用于測試主減速器振動。

圖3為4擋加速工況下傳動系變速器輸出端扭振角速度隨轉(zhuǎn)速變化情況。從曲線可知：傳動系扭振幅值隨著轉(zhuǎn)速的升高而逐漸降低，當?shù)娃D(zhuǎn)速時傳動系扭振較大；在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min的對應(yīng)頻率50 Hz附近有一個明顯的峰值。圖4為主減速器Z向上振動幅值隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化曲線，可見發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 500 r/min附近時主減速器Z向振幅明顯比其他轉(zhuǎn)速位置高出很多，且相應(yīng)尖峰較圖3的變化更明顯，由此判斷變速器輸出端和主減速器之間的傳動軸與發(fā)動機激勵發(fā)生了共振，導(dǎo)致振動被放大。

圖3 4擋加速工況下變速器輸出端扭振角速

通過前面的試驗結(jié)果可知，該車加速過程中40 Hz的轟鳴聲的主要激勵源來自于發(fā)動機2階不平衡慣性力，經(jīng)后懸置傳遞到車身。車身結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔模態(tài)同樣存在40 Hz的固有頻率，導(dǎo)致車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，產(chǎn)生明顯的轟鳴聲。50 Hz附近的轟鳴聲與傳動系扭振有關(guān)，是發(fā)動機激勵頻率與扭振頻率耦合產(chǎn)生共振，通過后橋經(jīng)懸架傳遞到車身，并與車身模態(tài)耦合導(dǎo)致的。

3 車內(nèi)轟鳴噪聲降噪方案分析

3.1 車身結(jié)構(gòu)改進方案及試驗驗證

根據(jù)車身模態(tài)測試結(jié)果可知：整車頂棚的局部模態(tài)頻率分別為40.1 Hz和49.6 Hz時與車內(nèi)噪聲頻率吻合，且模態(tài)振型振幅比較大的是頂棚后部。針對頂棚后部的共振問題，通過對頂棚采取結(jié)構(gòu)改進和阻尼處理來提高頂棚剛度，減小振動[8]。結(jié)合工程經(jīng)驗并考慮實際情況與成本因素問題，本文對頂棚提出以下常見的一些改進措施：一是依據(jù)頂棚局部模態(tài)測試結(jié)果將第3根橫梁向后移動，使得加強橫梁處于頂棚后部振幅較大、剛度較低的位置；二是通過加強頂棚與鈑金件的焊接點以提高頂棚剛度；三是在車身頂棚和側(cè)圍剛度薄弱的位置貼上熱熔型阻尼片。

采用LMS TEST.Lab設(shè)備，測試頂棚結(jié)構(gòu)改進前后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲和后排中間噪聲，測試結(jié)果見圖5，可見改進后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200 r/min附近噪聲幅值降低了大約3 dB，主觀感覺能夠接受，40 Hz的低速轟鳴聲有改善。

3.2 傳動軸轉(zhuǎn)動慣量改進方案與試驗驗證

為了進一步研究傳動系統(tǒng)的扭振特性，需要建立樣車傳動系仿真模型，通過AMESim對傳動系進行仿真分析，可以獲取該車動力傳動系的扭振模態(tài)，并通過仿真分析為改進方案提供依據(jù)。按照傳動系統(tǒng)簡化原則[7]，將樣車動力傳動系統(tǒng)簡化為擁有16個自由度的扭振系統(tǒng)[8]。根據(jù)獲得的動力傳動系統(tǒng)的各部件慣量和剛度參數(shù)，建立完整的動力傳動系統(tǒng)仿真模型,如圖6所示。

圖5 改進前后車內(nèi)測點噪聲對比

圖6樣車傳動系扭振仿真模型

在AMESim仿真軟件中對樣車當量模型進行自由振動計算(不考慮阻尼因素)，得到動力傳動系統(tǒng)扭振的固有頻率和扭振模態(tài)振型圖，表4列舉出了樣車動力傳動系統(tǒng)前7階扭振模態(tài)，圖7為該傳動系統(tǒng)第5階振型。

由表4和圖7可知：樣車動力傳動系統(tǒng)第5階模態(tài)計算結(jié)果為51.75 Hz，與實際測試得到的扭振模態(tài)頻率接近，都在50 Hz附近，且第5階振型結(jié)點位于離合器、半軸，以變速器、傳動軸的振動為主。進一步說明傳動軸與發(fā)動機激勵發(fā)生了共振，將振動放大傳遞到主減速器、后橋及車身端，導(dǎo)致車內(nèi)50 Hz的轟鳴聲產(chǎn)生。同時也說明了仿真結(jié)果的可靠性。

對于傳動系扭振共振改進常用的方法是在傳動軸上安裝扭轉(zhuǎn)減振器(TVD)。研究表明[9]：TVD對傳動系扭振效果的改進主要取決于扭轉(zhuǎn)減振器的慣量，而其剛度對傳動系扭振減振效果影響較小。由此可以通過改進傳動軸轉(zhuǎn)動慣量使傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)避開50 Hz車身模態(tài)[10-11]。

表4 傳動系扭振模態(tài)頻率

圖7 樣車傳動系第5階振型

將傳動軸轉(zhuǎn)動慣量在原來的基礎(chǔ)上按如下倍數(shù)增減：0.2，0.4，0.6，0.8，1.2，1.4，1.6，1.8，2.0。利用AMEsim計算出不同轉(zhuǎn)動慣量時的扭振模態(tài)頻率和振型相對幅值比來分析傳動軸轉(zhuǎn)動慣量對傳動系扭振模態(tài)的影響規(guī)律，如表5所示。

表5 第5階模態(tài)固有頻率和振型相對幅值比隨轉(zhuǎn)動慣量比變化的規(guī)律

由表5可知：隨著傳動軸慣量的增加或者減少，動力傳動系統(tǒng)各階模態(tài)固有頻率呈現(xiàn)變小的趨勢；當轉(zhuǎn)動慣量增加到原來的1.6倍時，扭振第5階模態(tài)降低了7.2 Hz左右，避開了50 Hz的車身模態(tài)。

由以上分析可知，可以用慣量盤來代替扭轉(zhuǎn)減振器起到降低扭轉(zhuǎn)振動的作用，而且慣量盤只需要通過機加工而不需要復(fù)雜的硫化過程，具有加工方便而且耐用的優(yōu)點。綜合考慮成本及可行性后在傳動軸輸入端加裝一個傳動軸慣量盤，圖8為慣量盤安裝位置。

采用LMS TEST.Lab設(shè)備對樣車進行車內(nèi)噪聲測試，圖9為改進前后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲總級對比。對比改進前后測試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)：車內(nèi)噪聲明顯降低，尤其是發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 500 r/min即50 Hz時降低將近6 dB，說明改進效果明顯。

圖8 金屬慣量盤安裝位置

4 結(jié)束語

本文針對某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲過大問題，結(jié)合轟鳴噪聲產(chǎn)生的機理，對樣車進行了大量相關(guān)的噪聲振動試驗。通過大量的試驗和傳遞路徑分析找到了車內(nèi)40 Hz、 50 Hz 2處轟鳴噪聲產(chǎn)生的原因，并提出了2種解決方案：一是通過改進車身頂棚結(jié)構(gòu)以此來提高頂棚剛度；二是通過仿真分析傳動軸的參數(shù)對傳動系模態(tài)的影響，在傳動軸輸入端加裝慣量盤來代替扭轉(zhuǎn)減振器起到降低扭轉(zhuǎn)振動的作用。最終車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果驗證了改進后的降噪效果。

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