基于頻譜分析與拓?fù)鋬?yōu)化的汽車加速噪聲控制

王曉蒙，梁文昌，劉忠偉，常光寶

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545007)

0 引言

駕乘人員對(duì)汽車的性能要求已不再局限于傳統(tǒng)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和安全性等方面，越來(lái)越關(guān)注駕乘的舒適性。提升整車NVH性能已成為各大主機(jī)廠車型開(kāi)發(fā)過(guò)程中的重要工作[1-2]。對(duì)于整車NVH問(wèn)題，轟鳴聲是較難控制和消除的噪聲之一。該類噪聲表現(xiàn)為整車在怠速或加速工況的某個(gè)轉(zhuǎn)速下驟然出現(xiàn)，在窄頻帶內(nèi)分布的較高能量，會(huì)產(chǎn)生對(duì)人的耳膜有強(qiáng)烈壓迫感的噪聲，進(jìn)而導(dǎo)致人焦躁不安、頭痛甚至嘔吐，是駕乘人員不能接受的主觀感受[3-4]。按照工況不同，轟鳴聲可以分為怠速、定速及加速轟鳴聲，其中加速轟鳴聲的原理最為復(fù)雜，控制也相對(duì)困難，其主要激勵(lì)源為動(dòng)力總成，傳遞路徑包括懸置系統(tǒng)、進(jìn)排氣系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)和車身系統(tǒng)[5-6]。

本文作者針對(duì)某SUV在樣車開(kāi)發(fā)階段、加速時(shí)在3 100 r/min左右出現(xiàn)的明顯轟鳴聲，首先，對(duì)噪聲信號(hào)進(jìn)行處理與分析，識(shí)別轟鳴聲關(guān)鍵因素是壓縮機(jī)系統(tǒng)1階模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)4階次頻率耦合；其次，利用拓?fù)鋬?yōu)化的方法，重新設(shè)計(jì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)，將壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)頻率提升至259.6 Hz，較優(yōu)化前提升了52.3 Hz；最后，對(duì)安裝新壓縮機(jī)支架的樣車進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果表明駕駛艙內(nèi)總聲壓級(jí)降低2.8 dB，主觀評(píng)價(jià)轟鳴聲改善顯著。

1 聲源頻譜分析

1.1 激勵(lì)頻率分析

四缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)的主要激勵(lì)為2階不平衡慣性力，一般以點(diǎn)火激勵(lì)為主[7]，其基頻及諧頻理論計(jì)算公式如下：

式中：N為發(fā)動(dòng)機(jī)的汽缸數(shù)，取值為4；n為發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速；ξ為行程系數(shù)，對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，ξ=2；i為階次，取整數(shù)1、2、3、......。

1.2 聲源識(shí)別

某SUV搭載四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，主觀感受在加速過(guò)程中(在3 100 r/min附近)出現(xiàn)強(qiáng)烈共振及轟鳴聲。為了準(zhǔn)確地識(shí)別聲源，對(duì)其進(jìn)行了升轉(zhuǎn)速工況的駕駛艙噪聲測(cè)試，結(jié)果如圖1所示。可知駕駛艙噪聲主要為500 Hz內(nèi)的中低頻，除發(fā)動(dòng)機(jī)的本體噪聲外，一般為結(jié)構(gòu)的振動(dòng)所致；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速上升到4 000 r/min以上時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的本體輻射噪聲(2階噪聲)明顯變大。同時(shí)，主觀感受是在發(fā)動(dòng)機(jī)3 100 r/min附近，駕駛艙出現(xiàn)明顯轟鳴聲。

圖1 升轉(zhuǎn)速工況駕駛艙噪聲測(cè)試結(jié)果

鑒于上述分析，進(jìn)一步對(duì)駕駛艙噪聲進(jìn)行階次分析，如圖2所示?？芍獙?duì)3 100 r/min附近的轟鳴聲貢獻(xiàn)量最大的成分，為發(fā)動(dòng)機(jī)的4階諧頻，主要原因可能為發(fā)動(dòng)機(jī)本體噪聲透射至駕駛艙，或某部件與發(fā)動(dòng)機(jī)共振產(chǎn)生噪聲。經(jīng)隔離發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲處理后，該現(xiàn)象依然存在，排除了第一個(gè)原因。因此，采用分步運(yùn)行法，分別斷開(kāi)與發(fā)動(dòng)機(jī)連接的部件，進(jìn)行噪聲對(duì)比測(cè)試，發(fā)現(xiàn)斷開(kāi)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)后轟鳴聲消失，在3 100 r/min時(shí)，駕駛艙噪聲降低3.3 dB，如圖3所示。對(duì)比測(cè)試結(jié)果說(shuō)明轟鳴聲與空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)強(qiáng)相關(guān)。

圖2 升轉(zhuǎn)速過(guò)程駕駛艙噪聲的階次分析

圖3 斷開(kāi)壓縮機(jī)前、后駕駛艙噪聲對(duì)比

圖4為斷開(kāi)壓縮機(jī)前、后駕駛艙4階噪聲的對(duì)比，表明斷開(kāi)壓縮機(jī)后，駕駛艙噪聲的主階次也明顯降低，降幅達(dá)3.4 dB，與駕駛艙噪聲降幅一致，進(jìn)一步識(shí)別了壓縮機(jī)系統(tǒng)是導(dǎo)致駕駛艙加速轟鳴聲的主要原因。

圖4 斷開(kāi)壓縮機(jī)前、后駕駛艙4階噪聲對(duì)比

2 模態(tài)分析

2.1 壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)分析

基于上述分析，為進(jìn)一步確定問(wèn)題的根本原因，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析。為保證分析結(jié)果精度，模擬實(shí)車安裝狀態(tài)，截取部分發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、油底殼和蓋板。分析模型如圖5所示，模型中節(jié)點(diǎn)304 451個(gè)，單元1 314 696個(gè)。壓縮機(jī)本體和支架、發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、油底殼等部件均用四面體單元模擬；對(duì)于一些較小幾何特征的零部件，如小孔和小的圓角、倒角都予以光滑處理；螺栓連接用RBE2模擬；保證壓縮機(jī)本體質(zhì)量與實(shí)際質(zhì)量一致，約束截取斷面處節(jié)點(diǎn)的6個(gè)自由度。

圖5 壓縮機(jī)支架模態(tài)分析模型

仿真分析結(jié)果表明壓縮機(jī)支架一階模態(tài)頻率為207.3 Hz，振型為Y向擺動(dòng)，如圖6所示。由聲源頻譜分析可知，該SUV加速工況下，3 100 r/min左右的噪聲主要受發(fā)動(dòng)機(jī)4階噪聲影響。由式(1)可得，發(fā)動(dòng)機(jī)4階激勵(lì)頻率在206.7 Hz附近。壓縮機(jī)支架1階模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)4階激勵(lì)頻率耦合，該頻率很容易被發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)激起，存在共振風(fēng)險(xiǎn)。

圖6 壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)分析結(jié)果

2.2 壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)試驗(yàn)

進(jìn)一步將支架及空調(diào)壓縮機(jī)裝配到樣車上，使用錘擊法，進(jìn)行約束模態(tài)試驗(yàn)，如圖7所示。壓縮機(jī)系統(tǒng)頻率響應(yīng)函數(shù)(FRF)如圖8所示，可知Y向的一階模態(tài)頻率為202 Hz。測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果(見(jiàn)圖6)誤差在工程許可的5%范圍內(nèi)，且振型一致，表明仿真分析方法真實(shí)可信。且進(jìn)一步驗(yàn)證了壓縮機(jī)系統(tǒng)的1階模態(tài)頻率處在發(fā)動(dòng)機(jī)4階激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，需優(yōu)化支架結(jié)構(gòu)，以提升其1階模態(tài)頻率。

圖7 壓縮機(jī)系統(tǒng)的模態(tài)試驗(yàn)

3 結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化

3.1 拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型

結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化就是尋求材料在空間的最佳分布。對(duì)于連續(xù)結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化，目前比較成熟的優(yōu)化方法有均勻法、變密度法以及漸進(jìn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化法等[8]。本文作者采用變密度法對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，其基本思想是引入一種假想的密度值在0～1之間的密度可變材料，將連續(xù)結(jié)構(gòu)體離散為有限元模型后，每一個(gè)單元的密度為設(shè)計(jì)變量，將結(jié)構(gòu)的拓?fù)鋬?yōu)化問(wèn)題轉(zhuǎn)化為原材料的最優(yōu)分布問(wèn)題。采用變密度法的結(jié)構(gòu)剛度矩陣和柔度函數(shù)[9]分別可以表示為

式中：xi、Ki、Ui分別為優(yōu)化過(guò)程中第i個(gè)單元所對(duì)應(yīng)的優(yōu)化變量、單元?jiǎng)偠染仃嚭臀灰剖噶?；n為優(yōu)化域離散后單元的數(shù)目。

基于突擊約束的柔度最小化的結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型可描述為

minC

s.t.KU=F

0

(4)

3.2 壓縮機(jī)支架拓?fù)鋬?yōu)化

在對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化時(shí)，首先要確定可優(yōu)化域?？紤]到成本及效率問(wèn)題，針對(duì)較為薄弱的支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化。根據(jù)支架的實(shí)際裝配關(guān)系及空間限制等條件，將圖9中所示的紅色區(qū)域(支架與壓縮機(jī)和發(fā)動(dòng)機(jī)連接位置)設(shè)置為非設(shè)計(jì)區(qū)域，綠色區(qū)域設(shè)置為可優(yōu)化域，即拓?fù)鋬?yōu)化變量的取值域。支架質(zhì)量最小為設(shè)計(jì)目標(biāo)，同時(shí)控制一階模態(tài)頻率不低于250 Hz。進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化時(shí)，設(shè)置容差為0.001，密度懲罰因子為3，使可優(yōu)化域內(nèi)材料的相對(duì)密度盡可能地向0或者1收斂，使優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)更接近實(shí)際情況。

經(jīng)過(guò)74次迭代后，得到拓?fù)鋬?yōu)化后的支架結(jié)構(gòu)。拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果的密度分布云圖如圖9所示，圖中隱去了壓縮機(jī)本體及相對(duì)密度小于0.3的單元，白色為支架本體，彩色為拓?fù)鋬?yōu)化中可優(yōu)化域內(nèi)建議保留的部分，該云圖可以用于設(shè)計(jì)參考。從圖9可以看出：可優(yōu)化域內(nèi)保留的部分對(duì)壓縮機(jī)——支架系統(tǒng)的一階頻率有較大影響，需要在這些位置進(jìn)行加強(qiáng)處理。

圖9 壓縮機(jī)支架的拓?fù)鋬?yōu)化

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果，結(jié)合實(shí)際工藝要求和空間限制對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果，在支架邊緣處起高12 mm的加強(qiáng)肋，支架安裝點(diǎn)處局部加強(qiáng)，具體對(duì)比結(jié)構(gòu)如圖10所示。最終壓縮機(jī)支架樣件如圖11所示。

圖10 壓縮機(jī)支架優(yōu)化前、后對(duì)比

圖11 壓縮機(jī)支架優(yōu)化前、后樣件

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化與驗(yàn)證

4.1 新壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)分析

對(duì)優(yōu)化后的壓縮機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果如圖12所示，支架一階模態(tài)頻率提升至259.6 Hz。通過(guò)結(jié)構(gòu)優(yōu)化提高了壓縮機(jī)支架的固有頻率，成功避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)4階激勵(lì)頻率。

圖12 優(yōu)化后壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)分析

4.2 新壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)測(cè)試

為了驗(yàn)證仿真分析的準(zhǔn)確性，按照支架數(shù)模制作實(shí)物樣件，如圖13所示。同樣在實(shí)車上，采用錘擊法進(jìn)行約束模態(tài)試驗(yàn)。結(jié)果表明新支架的壓縮機(jī)系統(tǒng)一階模態(tài)頻率為256.5 Hz，較原支架提高了54.5 Hz。

圖13 優(yōu)化支架后壓縮機(jī)系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù)

4.3 對(duì)比測(cè)試與驗(yàn)證

更換新壓縮機(jī)支架后，分別對(duì)兩輛存在轟鳴聲的樣車進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，并組織相關(guān)人員試乘試駕進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)。測(cè)試表明：更換壓縮機(jī)支架后，200 Hz附近的共振帶明顯減弱，如圖14所示；在3 100 r/min左右，駕駛艙噪聲下降2.8 dB，結(jié)果如圖15所示。且主觀評(píng)價(jià)結(jié)果同樣表明轟鳴聲改善明顯，駕乘舒適性明顯提升。

圖14 優(yōu)化支架前、后駕駛艙噪聲對(duì)比

圖15 優(yōu)化支架前、后駕駛艙噪聲對(duì)比

4.4 搭載同款發(fā)動(dòng)機(jī)的MPV噪聲測(cè)試

搭載同款發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)的某MPV也存在同樣的共振和轟鳴聲問(wèn)題。對(duì)更換新壓縮機(jī)支架后的MPV進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果表明：駕駛艙內(nèi)噪聲下降2.68 dB，如圖16所示，驗(yàn)證了該控制方法的有效性。

圖16 某MPV駕駛艙噪聲對(duì)比

5 結(jié)論

(1)對(duì)駕駛艙噪聲進(jìn)行頻譜分析，識(shí)別加速過(guò)程中的共振和轟鳴聲為空調(diào)壓縮機(jī)支架與發(fā)動(dòng)機(jī)4階激勵(lì)頻率耦合導(dǎo)致。

(2)通過(guò)模態(tài)分析、模態(tài)試驗(yàn)，找到了空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)1階模態(tài)不足的原因；利用拓?fù)鋬?yōu)化手段，將壓縮機(jī)系統(tǒng)1階模態(tài)由207.3 Hz提升至259.6 Hz，表明原設(shè)計(jì)目標(biāo)實(shí)車狀態(tài)下不低于200 Hz不合理，并制定實(shí)車狀態(tài)下壓縮機(jī)系統(tǒng)新目標(biāo)應(yīng)為不低于250 Hz。

(3)采用優(yōu)化后的壓縮機(jī)支架，共振帶明顯減弱，3 100 r/min附近噪聲總聲壓級(jí)降低2.8 dB，主觀評(píng)價(jià)轟鳴聲消失，進(jìn)一步驗(yàn)證了噪聲識(shí)別、模態(tài)分析及拓?fù)鋬?yōu)化方法的準(zhǔn)確性，為新車型開(kāi)發(fā)提供依據(jù)。

(4)搭載同款發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)的某MPV也存在同樣噪聲問(wèn)題，應(yīng)用新壓縮機(jī)支架后，共振和轟鳴聲消失，表明該支架可以平臺(tái)化應(yīng)用，噪聲控制方法可行有效。