某乘用車加速工況前排車內轟鳴研究

井聚，劉濤，秦賓，李守魁，陳曉梅，周濤

（1.130011 吉林省 長春市 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點試驗室；2.130011 吉林省 長春市 中國第一汽車集團有限公司研發(fā)總院NVH 研究所）

0 引言

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和人們生活水平的提高，人們對汽車的舒適性、駕駛性、振動噪聲、人機工程等諸多性能要求也越來越高。振動噪聲作為汽車的性能之一，已成為人們購買和使用中的重點關注項。POWER J D、APEAL、IQS 等的市場調研結果表明，相對于油耗、操控等性能，越來越多的用戶更為關注整車振動噪聲性能及由此引起的車內轟鳴聲品質[1-3]。

車內轟鳴聲是汽車噪聲問題中常見的一種，本文針對某SUV 在發(fā)動機轉速為3 000～4 000 r/min 時車內出現的明顯異常轟鳴噪聲進行分析，發(fā)現前副車架橫梁模態(tài)偏低，導致動力總成激勵通過副車架共振放大，引起車身鈑金振動產生噪聲。通過改變前副車架橫梁結構和連接方式改變副車架模態(tài)，并進行方案驗證，改善效果明顯，車內異常轟鳴聲消失。

1 問題概述

某SUV 車在全油門加速行駛過程中，當發(fā)動機轉速在3 000～4 000 r/min 時，車內前排出現沉悶轟鳴聲，主觀感覺較明顯，嚴重影響駕乘舒適性。通過對車內噪聲進行3 擋全油門加速測試，發(fā)現前排2 階噪聲在3 000～4 000 r/min 存在明顯峰值，最大值為69 dB(A)，如圖1 所示。

圖1 3 擋全油門加速前排噪聲測試結果Fig.1 Front-row noise test results of three-gear full throttle acceleration

2 轟鳴聲影響因素分析

該車的轟鳴聲是發(fā)生在定轉速范圍、大油門的低頻轟鳴聲，此類轟鳴聲傳遞到乘員耳旁的路徑如圖2 所示。

圖2 轟鳴聲傳遞路徑圖Fig.2 Booming noise transfer path diagram

激勵源主要包括動力總成自身激勵和排氣管口噪聲，傳遞路徑涉及懸置系統(tǒng)、副車架、車體結構、排氣系統(tǒng)和吊耳以及車身的隔聲能力和對激勵的響應情況。

對傳遞路徑進行排查測試分析，進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)實際噪聲水平和懸置、排氣吊耳的隔振和車身隔聲能力都達到既定開發(fā)目標，且在對應頻率未發(fā)現異常。而在副車架上檢測到對應轉速范圍內，發(fā)動機2 階振動在3 150 r/min 和3 450 r/min 存在峰值，如圖3 所示，因此鎖定副車架為主要研究方向[4]。

圖3 3 擋全油門加速副車架Z 向2 階加速度測試結果Fig.3 Test results of Z-direction second-order of three-gear full throttle acceleration subframe

通過模態(tài)實驗分析，副車架前橫梁在107 Hz和116 Hz 最為薄弱，彎曲模態(tài)明顯，如圖4 所示。

圖4 前副車架前橫梁彎曲模態(tài)振型示意圖Fig.4 Bending mode diagram of front cross member of front subframe

因此，該車加速行駛時車內轟鳴噪聲主要是前懸架前橫梁彎曲模態(tài)偏低，致使整個前艙的整體剛度不足，在發(fā)動機的2 階慣性力作用下，產生嚴重的轟鳴，文獻[5]也可以發(fā)現相似的結論。

3 解決方案及效果驗證

3.1 方案1 優(yōu)化副車架前橫梁結構

將副車架前橫梁的截面形狀換為同平臺不同類型副車架結構，將前橫梁結構更改為鋁合金材質，截面形狀更改為矩形結構，增加X方向和Z方向剛度。副車架前橫梁質量從2.1 kg 降低至0.7 kg，但1 階模態(tài)從107 Hz 提升至179 Hz，如表1 所示。

表1 前副車架前橫梁彎曲模態(tài)對比Tab.1 Comparison of bending mode of front cross member of front subframe

考慮到快速驗證更改效果，將鋁合金前橫梁直接使用AB 膠緊固在前副車架上進行驗證。3 擋全油門加速，車內2 階噪聲峰值頻率噪聲從69 dB(A)降低至63 dB(A)。主觀評價無轟鳴聲，如圖5 所示。

圖5 前橫梁加強前后車內2 階噪聲對比Fig.5 Comparison of interior noise before and after front cross member reinforcement

3.2 方案2 副車架前橫梁增加吸振器

動力吸振器[6-7]是一種在汽車、建筑、航天等行業(yè)經常使用的減振機構。汽車NVH 中存在著不少窄頻帶的NVH 問題，受工程條件限制，很多情況下無法直接更改結構，動力吸振器就是一種很好的選擇。起作用的手段可以通過調節(jié)附加在主結構上的吸振器參數來實現。

針對某一需要減振的結構件，可以將此結構件振幅較大方向上的振動特性等效為一個單自由度系統(tǒng)，然后匹配動力減振器，因此首先需要確定等效主系統(tǒng)的等效質量、減振頻率、阻尼比等參數。結構件的模態(tài)特性可以通過模態(tài)試驗或模態(tài)計算得到。對結構件進行模態(tài)試驗，可以得到需要減振件的主要階次頻率值和阻尼比，而頻率值也可以通過模態(tài)計算求得。

使用文獻[6]中動力吸振器的設計方法，在副車架前橫梁上設計動力吸振器。安裝吸振器后副車架前橫梁上的頻響特性與原狀態(tài)對比結果如圖6 所示。在100～200 Hz 范圍內，前副車架前橫梁上的響應有明顯降低。

圖6 增加吸振器前后前橫梁頻響對比Fig.6 Comparison of frequency response of front cross member before and after adding vibration absorber

安裝吸振器后，3 擋全油門加速工況，車內2階噪聲與原狀態(tài)對比結果如圖7 所示。2 階噪聲在3 000～4 000 r/min 范圍內整體幅值降低至62 dB(A)以下，主觀上無轟鳴噪聲。

圖7 加吸振器前后前排2 階噪聲對比圖Fig.7 Comparison of second-order noise in front row before and after adding vibration absorber

3.3 方案對比

對比2 個方案的優(yōu)缺點，結果見表2。

表2 方案1 和方案2 優(yōu)缺點對比Tab.2 Comparison of advantages and disadvantages between Scheme 1 and Scheme 2

雖然方案1 可以將質量降低1.4 kg，但是綜合考慮，優(yōu)化副車架前橫梁面臨實施周期長、改動量大、成本高等缺點，決定采用方案2 解決轟鳴問題。

4 結語

本文研究了某SUV 車全油門加速時，由前副車架前橫梁模態(tài)低導致整個前艙的整體剛度不足，在發(fā)動機的2 階慣性力作用下，前排產生嚴重的轟鳴聲問題。通過對比更改前橫梁結構和增加動力吸振器方案，選擇加裝動力吸振器作為前排轟鳴問題的解決方案。提高了整車NVH 水平。