某MPV型車路噪轟鳴問題排查及優(yōu)化

方苗苗，李云，郭林，劉學文

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545000）

0 引言

隨著我國城鎮(zhèn)化的逐步推進，國內(nèi)汽車保有量逐年攀升，關注車內(nèi)NVH噪音問題的消費者也逐漸增多。盡管在整車開發(fā)階段對NVH各項指標層層把控，但是在實車調(diào)校節(jié)點難免仍存在新增問題點，受路面激勵引發(fā)的低頻轟鳴音就是其中之一。對于這種在實車調(diào)校環(huán)節(jié)暴露出的路噪低頻轟鳴問題點，一般是在傳遞路徑是進行控制優(yōu)化。譬如優(yōu)化懸架結構以衰減激勵力達到控制其振動傳遞[1]，以及改變車身結構模態(tài)，規(guī)避聲固耦合[2]等。但在實際工程應用上，受整車開發(fā)節(jié)點、整車成本積壓等一系列因素的影響，較難對車身結構進行大面積優(yōu)化設計及重新開模。基于此情形，往往會考慮加強板壁結構[3]以及配備動力吸振器等措施以解決路噪低頻轟鳴問題。

針對某前置前驅(qū)MPV車型在NVH實車開發(fā)調(diào)試間，在勻速工況下存在車內(nèi)后排低頻轟鳴噪聲，實車不可接受類問題，經(jīng)整車NVH團隊對整車關鍵系統(tǒng)NVH開展排查測試，運用模態(tài)測試及關鍵系統(tǒng)驗證，鎖定路面激勵尾門模態(tài)共振、頂棚前橫梁與前風擋局部模態(tài)共振是造成此類問題的主因。結合模態(tài)分析，識別出共振頻率，通過采取頂棚前橫梁處加質(zhì)量及裝配吸振器調(diào)試優(yōu)化。對優(yōu)化前/后車內(nèi)后排噪音進行了對比測試，該低頻轟鳴問題得到有效改善。此類問題分析與改進優(yōu)化方案，可為工程應用提供理論與試驗依據(jù)。

1 模態(tài)分析理論

對于質(zhì)點系而言，在質(zhì)點運動的任一時刻，約束力、主動力與慣性力構成平衡力系，這就是達朗貝爾原理[4]。衍生到多個有限自由度的線彈性系統(tǒng)可有以下動平衡公式[5]：

將該時域方程通過傅里葉變換轉(zhuǎn)化為頻域方程：

其中，[M]、[C]、[K]分別表示系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣分別表示系統(tǒng)的加速度、速度及位移向量，（fx）表示系統(tǒng)所受激勵向量，[Φ]、{q}分別表示模態(tài)的矩陣和坐標。

式（2）的特征方程為：

一般對鈑金結構分析，可忽略阻尼效果。故可由式（3）求解出模態(tài)結果ω，代入頻域方程（2）可得出系統(tǒng)的模態(tài)振型。

而系統(tǒng)結構響應點l與激振點p之間的頻響函數(shù)為[6]：

式中，Ker表示系統(tǒng)結構的等效剛度，εγ表示第r階模態(tài)阻尼比表示第r階模態(tài)頻率。

當激振頻率近似接近于系統(tǒng)的固有頻率時，系統(tǒng)會產(chǎn)生共振并伴有振動噪音存在，此時系統(tǒng)的共振形態(tài)就是固有模態(tài)振型。

2 試驗排查分析與優(yōu)化

2.1 試驗現(xiàn)象測試

勻速工況下，主觀評價團隊在對樣車進行共鳴共振指標評價時發(fā)現(xiàn)車后排存在明顯的低頻壓耳轟鳴。通過采集該工況下的NVH客觀測試數(shù)據(jù)（圖1），發(fā)現(xiàn)除了正常發(fā)動機2階正常峰值外，樣車后排噪聲在30～50 Hz頻段振動峰值較大，與主觀評價指摘相吻合，評估問題點來源于車身部件。開展車身部件進行頻響函數(shù)測試數(shù)據(jù)采集（圖2），在30～50 Hz區(qū)間內(nèi)存在模態(tài)共振風險的部件有背門、頂棚橫梁、右側圍。

圖1 勻速工況噪聲振動測試曲線

圖2 車身部件頻響函數(shù)測試曲線

2.2 分析與驗證

結合模態(tài)分析理論，從整車狀態(tài)背門模態(tài)測試結果來看（圖3），背門在36 Hz存在一個類似一階彎曲模態(tài)振型的模態(tài)，懷疑是由背門模態(tài)共振引起所致。為進一步驗證猜想，開展了4種不同測試狀態(tài)方案進行車身部件振動擾動驗證，方案及測試結果見表1。

圖3 背門模態(tài)試驗結果

表1 車身部件擾動驗證

基于以上驗證可知，車內(nèi)低頻36 Hz噪聲峰值主要是由背門模態(tài)被路面低頻段的寬頻激勵（通常為20～100 Hz）[6]，通過背門與車身的連接，促使激勵頻率與背門整體一階彎曲扭模態(tài)強耦合，導致其模態(tài)振型共振，噪聲被進一步放大所致，同理，車內(nèi)42 Hz噪聲峰值主要是由頂棚前橫梁與前風擋模態(tài)共振引起。綜合成本及開發(fā)節(jié)點考慮，從降低背門、頂棚前橫梁處響應入手，在背門內(nèi)側配置36 Hz的動態(tài)吸振器以改善背門共振引起的低頻噪聲，在頂棚前橫梁與前風擋搭接處增加質(zhì)量（圖8）以改善頂棚前橫梁與前風擋之間因模態(tài)共振引起的低頻噪聲。

圖8 頂棚前橫梁加質(zhì)量

2.3 吸振器設計

搭載動力吸振器可改變原系統(tǒng)的動態(tài)特性，當主系統(tǒng)受激勵力作用時，主系統(tǒng)的原有共振點轉(zhuǎn)化成搭載動力吸振器后新系統(tǒng)的反共振點，將系統(tǒng)響應的單峰優(yōu)化為兩個較小峰值，達到降低某頻率振動之用而在工程上得到廣泛應用。

在不考慮主振動阻尼的條件下，共振結構附上帶有阻尼的吸振器形成單自由度系統(tǒng)，力學模型如圖9所示。

圖4 方案1對比測試曲線

圖5 方案2對比測試曲線

圖6 方案3對比測試曲線

圖7 方案4對比測試曲線

圖9 主振動系統(tǒng)附上吸振器簡圖

其中，m1、m2分別為主振動系統(tǒng)和吸振器的質(zhì)量，x1、x2分別為主振動系統(tǒng)的位移和吸振器的響應位移，k1、k2分別為主振動系統(tǒng)、吸振器的剛度，f為主振動系統(tǒng)的固有頻率。

一般來說，帶阻尼的吸振器質(zhì)量比μ越大系統(tǒng)的減震效果越好，但受空間布置及成本所限，較難實現(xiàn)大尺寸吸振器布置。針對背門而言，通常選取m=（0.1～0.167）M。本案例選取吸振器質(zhì)量m為1 kg，質(zhì)量比μ為0.1，最終布置位置如圖10所示。

圖10 吸振器布置圖示

借助于最佳協(xié)調(diào)比可計算出吸振器的固有頻率fa、剛度k及黏性阻尼ηa[7]：

3 改善措施驗證

將所設計的吸振器安裝到背門并在頂蓋前橫梁處增加質(zhì)量塊，在同一工況下對比原狀態(tài)進行效果驗證，結果如圖11所示?？煽闯鲕噧?nèi)低頻36 Hz、42 Hz噪聲峰值有所改善，基于實際測試和對比分析顯示相關頻率下噪聲峰值降低了5～6 dB（A），主觀評價可接受。

圖11 勻速車內(nèi)噪聲對比測試曲線

4 結語

背門路噪轟鳴問題較多是因背門系統(tǒng)模態(tài)耦合而產(chǎn)生[8]。解決此類模態(tài)耦合的方案，往往是圍繞著調(diào)整其剛度、質(zhì)量以及阻尼等因素以達到避開共振區(qū)的作用。在此案例中，路面激勵起背門模態(tài)，致使背門模態(tài)振型共振，加之頂棚前橫梁與前風擋模態(tài)也存在共振，使得車內(nèi)后排噪音被進一步放大，產(chǎn)生低頻轟鳴音。因此在相關車型設計時，需更多地考慮模態(tài)避頻，避免后續(xù)出現(xiàn)類似轟鳴噪音問題以免影響車內(nèi)感知。