基于發(fā)動機(jī)激勵的整車結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化設(shè)計(jì)

龐崇劍，常光寶，李小梅，李書陽，王玉雷

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

0 引言

發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲作為乘用車噪聲最大貢獻(xiàn)源，直接反映用戶體驗(yàn)，在加速中極易引起乘客不滿和抱怨[1-3]，一直是NVH工程師最大難題之一。為解決發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲，在不更改發(fā)動機(jī)內(nèi)部運(yùn)動件的情況下，眾多學(xué)者一直在不斷做著各方面的研究和嘗試。近十年來，懸置系統(tǒng)解耦率分析方法已經(jīng)非常成熟[4-6]，對NVH工程應(yīng)用起到非常重要的指導(dǎo)作用。發(fā)動機(jī)接附點(diǎn)模態(tài)動剛度結(jié)構(gòu)有限元仿真與優(yōu)化[7-9]，避免了結(jié)構(gòu)剛性不足所帶來的結(jié)構(gòu)噪聲問題。車身傳遞函數(shù)仿真分析優(yōu)化技術(shù)[10-12]，改善了對發(fā)動機(jī)激勵結(jié)構(gòu)噪聲的放大傳遞作用。在應(yīng)用這些研究成果過程中發(fā)現(xiàn)所有的分析僅僅考慮到子系統(tǒng)本身的性能，但整車是一個整體系統(tǒng)，子系統(tǒng)本身性能良好，不代表裝配后的整車性能良好。整車狀態(tài)的仿真分析也大部分在有前一階段的載荷數(shù)據(jù)后才能開展。本文作者采用多體動力學(xué)進(jìn)行發(fā)動機(jī)動力學(xué)分析，實(shí)現(xiàn)模擬發(fā)動機(jī)階次載荷，結(jié)合有限元仿真技術(shù)，對整車進(jìn)行發(fā)動機(jī)階次分析，并合成與預(yù)測車內(nèi)噪聲。

1 仿真優(yōu)化方法理論

1.1 傳遞路徑技術(shù)理論

發(fā)動機(jī)激勵結(jié)構(gòu)噪聲模型簡化如圖1所示，發(fā)動機(jī)內(nèi)部燃燒爆發(fā)力引起整機(jī)振動，經(jīng)發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)隔振后，對車身產(chǎn)生激勵力。激勵力經(jīng)車身進(jìn)行傳遞，經(jīng)過放大或衰減作用后產(chǎn)生響應(yīng)，通過人的觸覺或聽覺感受到發(fā)動機(jī)激勵所引起的結(jié)構(gòu)振動和噪聲。

圖1 發(fā)動機(jī)激勵結(jié)構(gòu)噪聲模型

其TPA模型可簡化為圖2所示的數(shù)學(xué)模型，用數(shù)學(xué)公式表示為式(1)。若想改善發(fā)動機(jī)激勵結(jié)構(gòu)噪聲，從式(1)上看，車內(nèi)噪聲響應(yīng)P是由各激勵源激勵Fi和對應(yīng)的傳遞路徑Hi共同決定的，優(yōu)化響應(yīng)P的過程中需要兼顧考慮更改激勵力Fi和更改傳遞函數(shù)Hi，若一味改善激勵力Fi，但傳遞函數(shù)Hi卻剛好很差，那么即便投入大量的精力和財(cái)力進(jìn)行NVH優(yōu)化，結(jié)果的噪聲響應(yīng)P也得不到良好的控制。只有綜合考慮Fi和Hi，才有可能花最少的代價(jià)得到最佳的效果。

(1)

圖2 TPA數(shù)學(xué)模型

1.2 整車仿真方法

1.2.1 激勵力與傳遞路徑模擬

振動噪聲TPA模型里的激勵力是由結(jié)構(gòu)運(yùn)動所引起，而多體動力學(xué)的最大優(yōu)勢是能快捷方便而準(zhǔn)確地模擬結(jié)構(gòu)運(yùn)動，所以本文作者采用多體動力學(xué)模擬發(fā)動機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。在建模方面，為了獲得精確的運(yùn)動結(jié)構(gòu)的邊界條件，本文作者采用柔性體建立車身模型。另外，在仿真分析方面，有限元在NVH噪聲響應(yīng)分析及優(yōu)化方面有優(yōu)勢，本文作者采用有限元進(jìn)行帶內(nèi)飾車身模擬，以激勵力作為邊界加載條件。

1.2.2 發(fā)動機(jī)缸壓分析原理

氣缸壓力和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)慣性力是發(fā)動機(jī)激勵的主要成分，見圖3和圖4，氣缸壓力需通過測試獲取，往復(fù)慣性力可通過運(yùn)動學(xué)計(jì)算得到。獲取4缸4沖程發(fā)動機(jī)的缸壓具體方法見公式(2)—公式(4)。

二階往復(fù)慣性力：

∑Fι2=-4Mrecλrω2cos2θ

(2)

二階往復(fù)慣性扭矩慣性扭矩：

∑Ti=2Mrecr2ω2sin2θ

(3)

氣體壓力力矩：

(4)

圖3 慣性力和慣性扭矩

圖4 氣體壓力力矩

1.2.3 發(fā)動機(jī)激勵噪聲分析流程

發(fā)動機(jī)激勵噪聲分析流程如圖5所示。

針對搭載的發(fā)動機(jī)進(jìn)行缸壓測試，搭建發(fā)動機(jī)MBD模型，基于MBD仿真將各轉(zhuǎn)速下缸壓轉(zhuǎn)換為曲軸中心階次力，進(jìn)而利用NVHD動力系統(tǒng)仿真平臺進(jìn)行工況制定及求解。該分析流程不依賴于具體車型，適用于任何搭載此款發(fā)動機(jī)的車輛，最大限度地實(shí)現(xiàn)了整車動力系統(tǒng)NVH仿真方法的可移植性，如圖5所示。

2 某車型噪聲優(yōu)化

某車型在3擋全油門加速過程中，存在低頻轟鳴聲現(xiàn)象。首先通過對發(fā)動機(jī)激勵進(jìn)行分析，獲得整車發(fā)動機(jī)的激勵，然后加載到整車有限元模型，分析因整車動力系統(tǒng)引起車身振動而產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲響應(yīng)，進(jìn)一步利用TPA仿真診斷方法對傳遞路徑進(jìn)行診斷。為尋找優(yōu)化方案，本文作者對該車型進(jìn)行整車仿真模擬。

2.1 激勵力模擬

2.1.1 載荷數(shù)據(jù)獲取

在發(fā)動機(jī)環(huán)境試驗(yàn)室利用發(fā)動機(jī)臺架測量在怠速、加速、高擋低速工況下發(fā)動機(jī)缸壓，得到氣缸隨曲軸角度變化的曲線，利用軟件二次開發(fā)代碼進(jìn)行相應(yīng)的自動處理轉(zhuǎn)化為仿真輸入數(shù)據(jù)。載荷數(shù)據(jù)處理過程如圖6所示。

2.1.2 發(fā)動機(jī)的柔性化曲軸系統(tǒng)

將曲軸CAD模型進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，并進(jìn)行模態(tài)縮減，替換發(fā)動機(jī)動力學(xué)模型中的剛體模型，進(jìn)行動力學(xué)精細(xì)化計(jì)算。圖7為柔性化后的剛?cè)狁詈习l(fā)動機(jī)動力學(xué)模型。

圖7 剛?cè)狁詈习l(fā)動機(jī)動力學(xué)模型

2.1.3 激勵力獲取

如圖8所示，將測試缸壓加載至活塞端面，進(jìn)行MBD時(shí)域仿真分析，得到曲軸中心軸承處的時(shí)域載荷。同時(shí)，根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)速將時(shí)域載荷轉(zhuǎn)換成角度域載荷，進(jìn)行FFT變換，轉(zhuǎn)換成該轉(zhuǎn)速下的階次力(0.5∶0.5∶12)。

圖8 激勵力獲取

2.2 整車噪聲分析

2.2.1 整車響應(yīng)計(jì)算

通過建立包括底盤懸架和發(fā)動機(jī)在內(nèi)的整車有限元模型，如圖9所示。將激勵力模擬提取的載荷力譜分別加載到曲軸中心和缸體中心，進(jìn)行整車強(qiáng)迫響應(yīng)計(jì)算，得到各發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下駕駛員位置的整車噪聲聲壓級，如圖10所示。

圖9 整車有限元模型

圖10 整車響應(yīng)分析

2.2.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真分析結(jié)果，在3擋全油門加速工況下，對樣車進(jìn)行了駕駛員位置的整車噪聲測試，并與仿真結(jié)果進(jìn)行了對比，對比結(jié)果如圖11所示?？煽闯觯肼暦抡媾c測試結(jié)果的整體趨勢吻合較好，由此推斷仿真結(jié)果的有效性。

圖11 仿真測試曲線對比

2.3 結(jié)果分析

從圖11看出，在3擋全油門加速工況下，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在低轉(zhuǎn)速(1 000～1 500 r/min)、中轉(zhuǎn)速(3 200～3 600 r/min)和高轉(zhuǎn)速(4 300～4 500 r/min)3個轉(zhuǎn)速區(qū)間時(shí)，駕駛員位置噪聲聲壓級大幅升高，出現(xiàn)加速轟鳴的現(xiàn)象。其中發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)出現(xiàn)的噪聲問題最為嚴(yán)重，是此課題需要解決的主要問題。

針對此噪聲問題，利用TPA仿真分析方法對高轉(zhuǎn)速區(qū)間噪聲問題進(jìn)行診斷，診斷結(jié)果如圖12所示。

圖12 基于TPA方法的高轉(zhuǎn)速區(qū)間噪聲問題診斷結(jié)果

圖12(a)結(jié)果表明轟鳴的最主要貢獻(xiàn)路徑為右驅(qū)動軸與右前車輪接附點(diǎn)，該路徑貢獻(xiàn)量達(dá)到82%。從圖12(b)(c)可以看出，傳遞函數(shù)處于一個較低的水平，傳遞力高達(dá)60 N。結(jié)合該轉(zhuǎn)速下的整車ODS和模態(tài)貢獻(xiàn)量可知，該轉(zhuǎn)速頻率與右驅(qū)動軸彎曲模態(tài)相接近，引起了右驅(qū)動軸的共振，從而引起該轉(zhuǎn)速下的轟鳴，見圖12(d)和圖12(e)。

2.4 優(yōu)化

對于驅(qū)動軸模態(tài)問題，此次優(yōu)化思路就是給驅(qū)動軸增加2個動力吸振器，每一個動力吸振器為350 g，吸振頻率為125 Hz，減震器的布置位置見圖13。圖14為對驅(qū)動軸不同減震器設(shè)計(jì)方案的結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)在4 000～5 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間轟鳴聲都有明顯改善，噪聲降低大致5 dB。

圖13 減震器布置位置

圖14 優(yōu)化結(jié)果曲線

3 結(jié)論

(1) 整車NVH問題是一個整車匹配問題，單獨(dú)優(yōu)化車身或單獨(dú)優(yōu)化底盤，不代表能解決整車的NVH問題，因此需要將各個系統(tǒng)搭建到整車模型內(nèi)進(jìn)行分析優(yōu)化。

(2)文中提供了一種較為準(zhǔn)確的整車模擬仿真分析方法，可綜合考慮車身與動力底盤之間的匹配關(guān)系，可在整車開發(fā)前期對發(fā)動機(jī)激勵噪聲問題做出準(zhǔn)確預(yù)測。

(3)根據(jù)傳遞路徑貢獻(xiàn)量結(jié)果對車身與動力底盤系統(tǒng)進(jìn)行整車匹配，可有效指導(dǎo)優(yōu)化方向，避免盲目設(shè)計(jì)，也可用于后期的NVH改進(jìn)。