某商用車轟鳴問題的分析與控制?

楊仕祥，史文庫(kù)，陳志勇，商國(guó)旭，劉 程

前言

近年來，隨著汽車行業(yè)的快速發(fā)展，人們對(duì)于汽車產(chǎn)品的要求不再僅僅局限于其動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、安全性等方面，對(duì)于整車的NVH特性的要求也越來越高[1-3]。而轟鳴現(xiàn)象作為汽車噪聲的一種，會(huì)引起人耳不適，甚至頭暈、惡心，大大降低整車的舒適性，同時(shí)也不利于產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)[4]。因此轟鳴問題的解決成為各汽車企業(yè)重點(diǎn)關(guān)注的問題。

目前針對(duì)轟鳴問題產(chǎn)生機(jī)理的研究，主要采用傳遞路徑分析、相關(guān)性分析、模態(tài)分析和邊界元仿真分析等方法[5-7]。對(duì)于噪聲控制方法，研究人員提出了不同的解決方案。目前，關(guān)于轟鳴噪聲的控制措施主要有改進(jìn)車身結(jié)構(gòu)以避免結(jié)構(gòu)與聲腔的耦合、改進(jìn)懸架、修改后橋結(jié)構(gòu)和后橋加裝動(dòng)力吸振器等[8-12]。文獻(xiàn)[13]中針對(duì)某實(shí)驗(yàn)車低頻轟鳴聲的特性進(jìn)行了分析，確定發(fā)動(dòng)機(jī)的2階振動(dòng)是該低頻轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)，提出了安裝動(dòng)力吸振器來減小發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置點(diǎn)處的振動(dòng)傳遞的方法，降低了轟鳴噪聲。但該方案增加了懸置負(fù)擔(dān)，不利于整車輕量化；文獻(xiàn)[14]中通過對(duì)整車摸底實(shí)驗(yàn)和模態(tài)分析的方法找到引起某微型客車轟鳴的原因在于后懸架穩(wěn)定桿的共振，通過對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，降低了整車轟鳴噪聲；文獻(xiàn)[15]中通過對(duì)轎車轟鳴噪聲產(chǎn)生機(jī)理和影響因素的分析，對(duì)某轎車建立了邊界元與有限元耦合模型，對(duì)噪聲產(chǎn)生的原因進(jìn)行了分析，并提出相應(yīng)的改進(jìn)措施。此外，部分學(xué)者采用主動(dòng)控制的方法對(duì)整車噪聲進(jìn)行控制，并取得了相應(yīng)的改進(jìn)效果[16-17]。

本文中針對(duì)某輕型商用車定置工況發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)轟鳴問題展開研究。首先通過主觀評(píng)價(jià)初步判斷轟鳴對(duì)應(yīng)工況，其次根據(jù)實(shí)車測(cè)試結(jié)果，利用模態(tài)分析法和階次分析法確定了轟鳴產(chǎn)生的主要原因，并提出了相應(yīng)的改進(jìn)措施?？紤]實(shí)際成本，通過優(yōu)化動(dòng)力總成懸置剛度，提高懸置系統(tǒng)的解耦率，進(jìn)而改善懸置系統(tǒng)的隔振性能。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，本文的研究方法可有效改善商用車轟鳴問題，對(duì)改善駕駛室NVH性能具有一定的參考價(jià)值。

1 車內(nèi)噪聲主觀評(píng)價(jià)

以某輕型商用車為研究對(duì)象，該車型采用發(fā)動(dòng)機(jī)縱向前置，后輪驅(qū)動(dòng)布置形式，發(fā)動(dòng)機(jī)采用四缸四沖程柴油機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速約為810r/min，動(dòng)力總成懸置采用四點(diǎn)橡膠懸置，駕駛室懸置采用橡膠懸置。對(duì)其轟鳴現(xiàn)象進(jìn)行初步主觀評(píng)價(jià)診斷。

初步主觀評(píng)價(jià)診斷表明，定置工況下，該輕型商用車怠速工況發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速附近，駕駛室內(nèi)存在明顯轟鳴現(xiàn)象，雙耳有明顯壓迫感。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速超過875r/min時(shí)，轟鳴噪聲逐漸衰減直至消失。因此本文中主要針對(duì)車輛定置工況發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速附近的轟鳴現(xiàn)象進(jìn)行分析和解決。

2 轟鳴噪聲問題的實(shí)驗(yàn)診斷與分析

根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果，對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲和相關(guān)部件振動(dòng)特性進(jìn)行實(shí)車測(cè)量，以便于根據(jù)測(cè)量結(jié)果找到問題根源并提出轟鳴問題的解決方案。

2.1 駕駛室轟鳴噪聲測(cè)量

測(cè)試設(shè)備采用LMSSCADASMobile數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，如圖1所示。

參考噪聲測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)，在駕駛員右耳側(cè)布置1個(gè)B＆K傳聲器，如圖2所示。

圖1 LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

圖2 傳聲器布置圖

為方便確定噪聲源和主要傳遞路徑，分別在發(fā)動(dòng)機(jī)上方、車架上方和駕駛室座椅導(dǎo)軌各布置1個(gè)PCB三向加速度傳感器，如圖3所示。

2.2 噪聲源分析

對(duì)定置工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)勻速和勻加速分別進(jìn)行測(cè)量，測(cè)量結(jié)果分別如圖4和圖5所示。由圖4可知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)工作在怠速工況(810r/min)和轉(zhuǎn)速900r/min時(shí)，噪聲峰值頻率分別為27.2和30.2Hz。對(duì)于四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其主要激振階次為2階激勵(lì)，激勵(lì)頻率分別為27和30Hz，與轟鳴噪聲峰值頻率基本對(duì)應(yīng)。因此，駕駛室轟鳴噪聲主要激勵(lì)能量來自于發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)。

由圖5可知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?10r/min勻加速到1 500r/min時(shí)，駕駛室內(nèi)轟鳴噪聲出現(xiàn)峰值68.94dB，峰值轉(zhuǎn)速為874r/min，對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)頻率為29.14Hz。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速超過該轉(zhuǎn)速后，轟鳴噪聲峰值開始下降，轟鳴現(xiàn)象逐漸消失，與主觀評(píng)價(jià)結(jié)果相吻合。

考慮商用車實(shí)際結(jié)構(gòu)，振動(dòng)能量一方面可能是由發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)動(dòng)力總成懸置，再經(jīng)駕駛室懸置傳遞到駕駛室，并在傳播過程中引起部件振動(dòng)發(fā)聲；另一方面可能是由于發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲引起的。因此，本文中利用階次分析法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)瀑布圖以及噪聲響應(yīng)瀑布圖進(jìn)行分析，結(jié)果分別如圖6和圖7所示。

圖3 加速度傳感器布置圖

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)勻速工況噪聲

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)勻加速噪聲

圖6 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)加速度瀑布圖

圖7 轟鳴噪聲瀑布圖

由圖6可知，整車坐標(biāo)系下，發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)方向的主要激勵(lì)均為2階激勵(lì)，且隨著轉(zhuǎn)速的變化，發(fā)動(dòng)機(jī)上方3個(gè)方向加速度信號(hào)變動(dòng)不大，說明發(fā)動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，沒有異常振動(dòng)激勵(lì)。由圖7可知，噪聲響應(yīng)在27.20～32.81Hz范圍內(nèi)具有明顯峰值。結(jié)合圖6和圖7可排除發(fā)動(dòng)機(jī)異常激勵(lì)導(dǎo)致的輻射噪聲，且轟鳴產(chǎn)生的原因可判定為在振動(dòng)能量傳播過程中被放大，導(dǎo)致某些部件的共振。

振動(dòng)能量由動(dòng)力總成經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞到車架，再由車架經(jīng)駕駛室懸置傳遞到駕駛室。任一環(huán)節(jié)都可能導(dǎo)致共振并引發(fā)轟鳴噪聲。因此，將發(fā)動(dòng)機(jī)勻加速工況下轟鳴噪聲與各測(cè)點(diǎn)加速度信號(hào)進(jìn)行對(duì)比，并分析其相關(guān)性，可進(jìn)一步確定噪聲源，如圖8所示。

圖8 轟鳴噪聲與各測(cè)點(diǎn)加速度變化關(guān)系

由圖8(a)可知，駕駛室轟鳴噪聲與發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)方向振動(dòng)信號(hào)沒有明顯的相關(guān)性，進(jìn)一步驗(yàn)證了前文分析內(nèi)容；由圖8(b)可知，怠速轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，駕駛室轟鳴信號(hào)與車架3個(gè)方向振動(dòng)信號(hào)相關(guān)性不大，無峰值重合現(xiàn)象。因此可判斷怠速轟鳴不是來自于車架的共振；由圖8(c)可知，怠速轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，當(dāng)座椅導(dǎo)軌處X方向振動(dòng)信號(hào)出現(xiàn)峰值時(shí)，轟鳴噪聲也出現(xiàn)峰值，且二者變化趨勢(shì)基本一致。當(dāng)轉(zhuǎn)速超過874r/min后，座椅加速度和轟鳴噪聲都開始下降，二者相關(guān)性較大。因而可初步判定噪聲源主要是由于駕駛室+X方向產(chǎn)生了鈑金件共振，進(jìn)而激發(fā)駕駛室內(nèi)空氣產(chǎn)生振動(dòng)而出現(xiàn)轟鳴現(xiàn)象。

此外，分析怠速工況時(shí)動(dòng)力總成懸置+Z向隔振效果，如圖9所示。由圖9可知，動(dòng)力總成懸置隔振效果較差，振動(dòng)傳遞率達(dá)到80%，因此對(duì)于振動(dòng)能量的衰減作用較小，導(dǎo)致振動(dòng)能量大部分傳遞到車架上。

圖9 怠速工況加速度頻率分布圖

2.3 駕駛室彈性模態(tài)分析

為驗(yàn)證是否由駕駛室鈑金件共振引起的轟鳴噪聲，對(duì)駕駛室進(jìn)行有限元彈性模態(tài)分析并提取關(guān)鍵模態(tài)[18]。為便于有限元分析，通過給白車身施加集中質(zhì)量代替原有內(nèi)飾結(jié)構(gòu)，有限元分析結(jié)果如圖10所示。

圖10 駕駛室關(guān)鍵模態(tài)仿真結(jié)果云圖

結(jié)合圖5和圖10可知，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率為29.14Hz時(shí)，轟鳴噪聲出現(xiàn)峰值，此時(shí)激發(fā)對(duì)應(yīng)駕駛室X向錯(cuò)動(dòng)模態(tài)，引起駕駛室鈑金件共振，進(jìn)而導(dǎo)致轟鳴現(xiàn)象。

3 轟鳴聲控制優(yōu)化方案

3.1 優(yōu)化方案分析

針對(duì)上述問題，改進(jìn)方案可從以下3個(gè)方面進(jìn)行考慮:

(1)對(duì)噪聲源加以控制。即減小發(fā)動(dòng)機(jī)輸入系統(tǒng)的振動(dòng)能量。但該方法需改變發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)，成本較高，在現(xiàn)有車型上實(shí)施較困難。

(2)對(duì)響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行控制。通過修改駕駛室結(jié)構(gòu)，調(diào)整模態(tài)頻率，使其固有頻率遠(yuǎn)離激勵(lì)頻率，以減小共振的可能性，進(jìn)而降低轟鳴噪聲。但是該方案需要對(duì)駕駛室結(jié)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整，由于車型已經(jīng)量產(chǎn)，因此改進(jìn)成本較高。

(3)對(duì)傳遞路徑進(jìn)行控制。通過優(yōu)化動(dòng)力總成懸置，提高各個(gè)方向模態(tài)解耦率，進(jìn)而減少振動(dòng)耦合，提高懸置系統(tǒng)的隔振率，減少動(dòng)力總成的能量傳遞。

考慮實(shí)際成本和實(shí)際操作簡(jiǎn)便性，從優(yōu)化動(dòng)力總成懸置的角度出發(fā)，通過優(yōu)化懸置橡膠塊的剛度提高懸置系統(tǒng)解耦率，進(jìn)而減少共振的產(chǎn)生，改善隔振效果，減少振動(dòng)能量向駕駛室的傳遞，最終降低甚至消除轟鳴。

3.2 基于遺傳算法的懸置優(yōu)化

汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量解耦的數(shù)學(xué)模型與懸置參數(shù)之間的函數(shù)關(guān)系復(fù)雜，存在許多局部最優(yōu)解，因而本文中采用遺傳算法，以最大化能量解耦率為目標(biāo)，同時(shí)考慮各階固有頻率分布和位移量控制，以懸置剛度為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化。

3.2.1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型

動(dòng)力總成橡膠懸置系統(tǒng)為6自由度系統(tǒng)，系統(tǒng)的微分方程為

式中:M，C，K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；{Q}為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo)，包含動(dòng)力總成的3個(gè)平移和3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；{F(t)}為系統(tǒng)所受外力。

3.2.2 目標(biāo)函數(shù)

同時(shí)考慮能量解耦率和固有頻率分布進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化。系統(tǒng)的能量解耦函數(shù)[19]為

式中:i為系統(tǒng)固有頻率階次；w1i為第i階模態(tài)能量解耦的加權(quán)因子；DIPii(x)為第i階模態(tài)振動(dòng)占優(yōu)方向振動(dòng)能量百分比；x為設(shè)計(jì)變量。

建立以系統(tǒng)固有頻率合理配置為目標(biāo)的函數(shù)為

式中:w2i為第i階固有頻率加權(quán)因子；Si為當(dāng)前第i階固有頻率求解值與目標(biāo)值的差值的絕對(duì)值。

現(xiàn)將能量解耦函數(shù)和固有頻率分布函數(shù)進(jìn)行加權(quán)，使用統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)法，把多目標(biāo)優(yōu)化問題轉(zhuǎn)化為單目標(biāo)優(yōu)化問題，統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)J為

式中Ji為第i個(gè)子目標(biāo)函數(shù)。

由于上述兩個(gè)子目標(biāo)函數(shù)在數(shù)量級(jí)上相差較大，因此需要進(jìn)行歸一化處理。若原子目標(biāo)函數(shù)Ji∈[αi，βi]，則新的子目標(biāo)函數(shù) JTi為

歸一化后的統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)JT為

3.2.3 優(yōu)化變量和約束條件

在已有車型基礎(chǔ)上，很難改進(jìn)懸置的安裝位置來進(jìn)行優(yōu)化，且動(dòng)力總成質(zhì)心特性不便調(diào)整，因此可以優(yōu)化的變量通常只有懸置的剛度。本文中將懸置的三向剛度作為優(yōu)化變量，kix，kiy，kiz分別為第 i個(gè)懸置的 x，y，z向剛度。

每個(gè)設(shè)計(jì)變量均有上下限范圍:

約束條件:(1)限制動(dòng)力總成位移，一般要求最大位移量不超過10mm，垂向位移量不超過5mm；(2)限制各階固有頻率范圍，最大頻率應(yīng)盡量小于發(fā)動(dòng)機(jī)主要激勵(lì)頻率的1/2；各階固有頻率間隔在1Hz以上。

3.2.4 優(yōu)化方法

使用懲罰函數(shù)法將原目標(biāo)函數(shù)和約束函數(shù)構(gòu)成輔助函數(shù)，把約束問題轉(zhuǎn)換成輔助函數(shù)的無約束問題:

式中:α為懲罰因子；P為約束表達(dá)式。

利用MATLAB軟件編寫程序，完成對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化。

4 轟鳴噪聲優(yōu)化方案驗(yàn)證

4.1 懸置解耦率驗(yàn)證

優(yōu)化前后，懸置解耦率和頻率分布結(jié)果分別如表1和表2所示。

表1 (優(yōu)化前)懸置解耦率和固有頻率分布

表2 (優(yōu)化后)懸置解耦率和固有頻率分布

對(duì)比表1和表2可知，優(yōu)化前后固有頻率分布變化不大，且都滿足相關(guān)頻率分布要求。其中，垂向(Z)和側(cè)傾(RX)兩個(gè)方向模態(tài)解耦率得到較大的改善，改善率分別為20%和18%，由于這兩個(gè)方向是主振動(dòng)方向，因此通過優(yōu)化其解耦率，可有效降低懸置系統(tǒng)的振動(dòng)耦合，進(jìn)而減少駕駛室振動(dòng)能量的輸入。

4.2 振動(dòng)傳遞率改善效果驗(yàn)證

通過優(yōu)化懸置元件剛度，改善了懸置系統(tǒng)解耦效果。為驗(yàn)證隔振性能改善效果，對(duì)比優(yōu)化前后懸置Z向振動(dòng)傳遞率，如圖11所示。

圖11 優(yōu)化前后振動(dòng)傳遞率對(duì)比

由圖11可知，優(yōu)化后振動(dòng)傳遞率明顯降低，怠速轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，振動(dòng)傳遞率由之前的80%降低到43%，改善幅度為46.25%，隨轉(zhuǎn)速增加，振動(dòng)傳遞率逐漸降低，振動(dòng)衰減效果明顯。說明該方案具有明顯的改善效果，大大減少了振動(dòng)能量的傳遞，進(jìn)而有利于降低轟鳴噪聲。

4.3 轟鳴噪聲改善效果驗(yàn)證

對(duì)實(shí)車進(jìn)行怠速工況轟鳴噪聲驗(yàn)證，結(jié)果如圖12所示。由圖12可知，轟鳴噪聲峰值由66.28降低到57.49dB，峰值削弱了8.79dB，大大降低了轟鳴噪聲。

圖12 怠速噪聲優(yōu)化前后對(duì)比

此外，對(duì)定置發(fā)動(dòng)機(jī)勻加速工況進(jìn)行轟鳴噪聲測(cè)量，測(cè)量結(jié)果如圖13所示。對(duì)比圖13和圖7可知，改進(jìn)后的駕駛室轟鳴噪聲在怠速轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，峰值明顯降低，與前文討論結(jié)果一致。說明該方案具有良好的改善效果，證明了本文中研究方法的合理性。同時(shí)，主觀感受也表明，改進(jìn)后的駕駛室轟鳴明顯衰減，不適感基本消失。

圖13 優(yōu)化后轟鳴噪聲瀑布圖

5 結(jié)論

針對(duì)某商用車怠速工況發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)駕駛室轟鳴問題進(jìn)行仿真和實(shí)驗(yàn)研究。針對(duì)該轟鳴問題，首先進(jìn)行了主觀評(píng)價(jià)，初步確定問題工況。然后利用LMS測(cè)試系統(tǒng)對(duì)定置發(fā)動(dòng)機(jī)勻速以及勻加速工況振動(dòng)和噪聲進(jìn)行了測(cè)量。利用階次分析方法和模態(tài)分析法確定了轟鳴問題產(chǎn)生的原因在于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)引起駕駛室共振。針對(duì)該問題進(jìn)行了方案分析，考慮實(shí)際成本，最終選擇通過優(yōu)化懸置剛度的方法來提高懸置系統(tǒng)隔振率，進(jìn)而減少駕駛室振動(dòng)能量的輸入。仿真表明，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)解耦率得到較大改善。實(shí)車實(shí)驗(yàn)證明，改進(jìn)后的懸置系統(tǒng)使懸置傳遞率降低幅度為46.25%，怠速轟鳴噪聲降低8.79dB，證明了該方案的合理性。本文的研究方法為商用車轟鳴問題的解決提供了一定的參考。

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