某輕客低速轟鳴分析與改進(jìn)?

陳慈龍 徐高新 郭 峰 謝 政 萬 松

(1 江鈴汽車股份有限公司 南昌 330001)

(2 江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 南昌 330001)

0 引言

在競爭日益激烈的汽車市場上，隨著客戶對(duì)乘坐舒適的要求越來越高，NVH 性能越來越重要。車輛良好的振動(dòng)、噪聲表現(xiàn)是產(chǎn)品的亮點(diǎn)，能提升車輛的品質(zhì)和產(chǎn)品競爭力；而振動(dòng)噪聲大的車輛易被顧客抱怨，嚴(yán)重的問題甚至?xí)?dǎo)致廠家失去市場。

轟鳴聲是低頻壓耳的噪聲，一般頻率在20～100 Hz。其中動(dòng)力總成NVH 最主要的激勵(lì)來源于發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率扭矩提升會(huì)加大發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)。而隨著顧客對(duì)動(dòng)力性能的要求越來越高，動(dòng)力性和NVH 性能兩者會(huì)產(chǎn)生沖突，需要從業(yè)者以整車NVH的思路匹配調(diào)教。

針對(duì)轟鳴噪聲，王東[1]主要在源頭方面對(duì)扭振激勵(lì)進(jìn)行分析優(yōu)化。閆亮[2]通過在車身上增加一個(gè)支持支架，從而提升懸置動(dòng)剛度，優(yōu)化了懸置接附點(diǎn)到車內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)(Noise transfer function,NTF)，從而解決了92 Hz的轟鳴問題。郭錦鵬等[3]、蘇永雷等[4]通過車身風(fēng)擋橫梁下板空調(diào)進(jìn)風(fēng)口處進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，增加兩個(gè)加強(qiáng)板，以提高其剛度和模態(tài)頻率，從而使風(fēng)擋橫梁下板模態(tài)避開聲固耦合頻率區(qū)域。Oka 等[5]、Gupta 等[6]關(guān)注與車身模態(tài)耦合的優(yōu)化。以上6 種優(yōu)化方式僅針對(duì)激勵(lì)源或車身局部改進(jìn)進(jìn)行優(yōu)化，且局限在部分零件的單獨(dú)研究，未對(duì)轟鳴的詳細(xì)機(jī)理進(jìn)行系統(tǒng)分析。本文針對(duì)某輕客加速轟鳴問題進(jìn)行了詳細(xì)診斷分析，通過分析傳遞路徑和車身貢獻(xiàn)量，最終提出了徹底解決轟鳴噪聲問題的方案。

1 車輛結(jié)構(gòu)及問題概述

1.1 車型結(jié)構(gòu)及參數(shù)介紹

表1 動(dòng)力系統(tǒng)、車身懸掛結(jié)構(gòu)簡介Table 1 Introduction to power system and body suspension structure

1.2 問題描述

整車在2 檔、3 檔、4 檔、5 檔在1350 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間加速行駛時(shí)車內(nèi)存在明顯轟鳴聲，檔位越高越明顯，主觀不可接受。經(jīng)測(cè)試確認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火2階噪聲，轟鳴聲頻率為40～50 Hz。圖1 為前排實(shí)測(cè)的車內(nèi)噪聲，其中實(shí)線表示總聲壓級(jí)，虛線表示發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次噪聲?？煽闯鲈?100～1500 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間，低頻的點(diǎn)火噪聲階次占主要能量。

圖1 加速工況車內(nèi)前排噪聲曲線Fig.1 Wide open throttle acceleration interior noise

2 問題診斷

2.1 問題分析

對(duì)于多輸入-多路徑-多響應(yīng)的低頻率轟鳴問題，詳細(xì)分析傳遞路徑，使用“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論。依據(jù)該理論，梳理問題的關(guān)鍵影響因子，并繪制出魚骨圖，詳見圖2匯總分析。

圖2 轟鳴影響因子魚骨圖Fig.2 The key influence factor of booming issue fishbone diagram

2.2 問題排查

2.2.1 激勵(lì)源機(jī)理分析

該問題階次是發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次，首先排查與發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火特征相關(guān)的激勵(lì)源。測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)在懸置主動(dòng)端的振動(dòng)，幅值大小符合該排量柴油發(fā)動(dòng)機(jī)正常大小水平，且與標(biāo)桿車相當(dāng)，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振水平合理。進(jìn)氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)一端與發(fā)動(dòng)機(jī)連接，另一端與車身相連，減少發(fā)動(dòng)機(jī)的低頻振動(dòng)通過進(jìn)氣、排氣系統(tǒng)傳遞到車身非常關(guān)鍵。通過測(cè)試空氣濾清器安裝點(diǎn)的振動(dòng)，沒有發(fā)現(xiàn)對(duì)應(yīng)的振動(dòng)特征，斷開空氣濾清器與車身的連接沒有改善。測(cè)試排氣系統(tǒng)傳遞到車身的吊鉤力，在問題頻率區(qū)間滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)，在40～50 Hz 區(qū)間沒有排氣系統(tǒng)一階彎曲、扭轉(zhuǎn)模態(tài)，拆除排氣吊耳使排氣系統(tǒng)與車身斷開連接，問題沒有改善。綜上可判斷激勵(lì)源發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)沒有異常，懸置系統(tǒng)、進(jìn)氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)傳遞路徑?jīng)]有貢獻(xiàn)。

測(cè)試進(jìn)氣口、排氣口噪聲在問題頻率區(qū)間均沒有對(duì)應(yīng)峰值，對(duì)進(jìn)氣口和排氣口進(jìn)行絕對(duì)屏蔽，車內(nèi)噪聲沒有優(yōu)化，且測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲的線性度好，排除了發(fā)動(dòng)機(jī)、進(jìn)氣口和排氣口空氣輻射傳遞的貢獻(xiàn)。

除氣缸內(nèi)氣體壓力產(chǎn)生的激振力、活塞連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性力外，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)也是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要振動(dòng)類型?；诖钶d發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)測(cè)缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)一維扭振激勵(lì)響應(yīng)仿真計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)扭振。由表2 可知，實(shí)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸處扭振激勵(lì)相對(duì)標(biāo)桿車型差30%。

表2 傳遞系統(tǒng)扭振分析對(duì)比Table 2 Driveline torsional vibration analysis

本車型傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振點(diǎn)在2100 r/min，而轟鳴問題轉(zhuǎn)速處在離合器的非共振區(qū)，根據(jù)隔振原理，此轉(zhuǎn)速頻率段激勵(lì)頻率比共振頻率小于1，是受彈性剛度件控制區(qū)域，即離合器主簧剛度，故該轉(zhuǎn)速區(qū)間離合器無有效隔振也沒有明顯放大發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)。通過嘗試將離合器的主減振彈簧剛度從23 Nm/(?)降低至19 Nm/(?)、使用主減振阻尼上下極限值15～30 Nm 離合器，都不能大幅度有效降低傳動(dòng)軸處的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)。理論分析匹配雙質(zhì)量飛輪將扭振共振點(diǎn)降低至怠速轉(zhuǎn)速激勵(lì)以下，可有效改善動(dòng)力系統(tǒng)扭振激勵(lì)，但本項(xiàng)目的時(shí)間和成本受限，須從傳遞路徑和車身響應(yīng)方面優(yōu)化車內(nèi)轟鳴聲問題。

2.2.2 傳遞路徑分析

通過對(duì)動(dòng)力總成懸置降動(dòng)剛度、斷開進(jìn)氣、排氣系統(tǒng)與車身的連接，均對(duì)車身振動(dòng)和問題噪聲沒有改善?？紤]動(dòng)力系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)偏大，對(duì)傳動(dòng)軸與車身之間的傳遞路徑進(jìn)行分析。測(cè)試發(fā)現(xiàn)前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)處的振動(dòng)明顯偏大且與問題區(qū)間對(duì)應(yīng)。轉(zhuǎn)向節(jié)處X向振動(dòng)達(dá)0.98 g，明顯大于其他動(dòng)力總成懸置、排氣、冷卻系統(tǒng)的振動(dòng)。

式中：mn為應(yīng)力響應(yīng)譜的n階矩；Sσ(ω)為應(yīng)力響應(yīng)譜；H為傳遞函數(shù)；S(ω)為波能譜；σ為短期海況瑞利分布均方差；f0為平均跨零頻率。

對(duì)懸掛系統(tǒng)進(jìn)一步分析，進(jìn)行工作變形模態(tài)(Operational deflection shape,ODS)測(cè)試。轟鳴發(fā)生時(shí)，懸掛受傳動(dòng)軸扭振激勵(lì)，前懸掛整體前后X向運(yùn)動(dòng)，伴隨以擺臂與副車架前安裝點(diǎn)為中心繞Z軸扭轉(zhuǎn)。

通過對(duì)減振器塔頂Top Mount 橡膠襯套降低剛度、擺臂加質(zhì)量和擺臂襯套降剛度措施，均無明顯效果，判斷在轉(zhuǎn)向節(jié)之后向車身的傳遞路徑?jīng)]有主導(dǎo)的貢獻(xiàn)路徑。

2.2.3 車身響應(yīng)分析

通過CAE分析，懸置和懸掛與車身接附點(diǎn)到車內(nèi)40～50 Hz 的NTF 超通用目標(biāo)值。由圖3 可知，進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)車內(nèi)縱向1 階聲腔模態(tài)45.1 Hz 與問題頻率相近，顏色深的區(qū)域代表聲壓高。因?yàn)檐噧?nèi)聲腔不規(guī)則和座椅的影響，與簡化計(jì)算方法結(jié)果有約3%誤差[7]。聲腔簡化計(jì)算方法對(duì)快速分析工程問題有較大實(shí)際運(yùn)用意義。

圖3 聲腔模態(tài)CAE 分析陣型Fig.3 CAE modal shape of sound cavity

對(duì)可能與聲腔模態(tài)相關(guān)的部件進(jìn)行快速優(yōu)化方案疊加確認(rèn)，依據(jù)單變量因素遞減方法，對(duì)前風(fēng)擋下橫梁加強(qiáng)對(duì)NTF 優(yōu)化效果較明顯，前圍鈑金、尾門下部左右兩邊內(nèi)板、駕駛艙左右門底部內(nèi)板加強(qiáng)優(yōu)化效果次之。

3 優(yōu)化方案研究

根據(jù)源-傳遞路徑-響應(yīng)分析原理，可從3 方面優(yōu)化問題，一般在工程開發(fā)中會(huì)綜合選取時(shí)間最短、成本最低的高性價(jià)比方案。降低發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩可降低傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)，但會(huì)惡化加速動(dòng)力性能，開發(fā)雙質(zhì)量飛輪可完全解決激勵(lì)問題，但開發(fā)周期長且成本高；大幅度變更懸掛襯套參數(shù)對(duì)動(dòng)態(tài)性能和耐久性能影響較大。綜合研究分析，可通過在轉(zhuǎn)向節(jié)增加動(dòng)力吸振器、前圍凸筋加強(qiáng)、前風(fēng)窗下橫梁和尾門增加復(fù)合車身解決方案(Composite body solutions,CBS)[8]，以完全解決該噪聲問題。

3.1 結(jié)構(gòu)傳遞路徑優(yōu)化

因?yàn)閭鲃?dòng)系的扭振振動(dòng)激勵(lì)前懸掛的前后運(yùn)動(dòng)模態(tài)，小幅度調(diào)整懸掛的Top Mount橡膠剛度和下擺臂加質(zhì)量均對(duì)振動(dòng)傳遞沒有明顯優(yōu)化。在乘用車路噪優(yōu)化中，梁新華等[9]采用在多連桿后懸掛彈簧托臂加裝動(dòng)力吸振器優(yōu)化了120 Hz 的路噪問題。由圖4 可知，根據(jù)實(shí)際NVH 要求和布置邊界，選取吸振器參數(shù)：質(zhì)量為1.5 kg，軸向臺(tái)架頻率為45 Hz的圓柱形動(dòng)力吸振器。圖4(a)白色圈內(nèi)所示為本車型在前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)處安裝重1.5 kg 的整車X方向動(dòng)力吸振器。由圖5 可知，轉(zhuǎn)向節(jié)處的X向振動(dòng)從0.99 g優(yōu)化至0.74 g，車內(nèi)噪聲優(yōu)化2.8 dB(A)。

圖4 轉(zhuǎn)向節(jié)動(dòng)力吸振器安裝示意及臺(tái)架頻率Fig.4 Installation position of steering knuckle damper and the rig test data of the damper

圖5 轉(zhuǎn)向節(jié)加動(dòng)力吸振器優(yōu)化效果Fig.5 Optimization effect of steering knuckle fit damper

3.2 車身響應(yīng)優(yōu)化

根據(jù)噪聲傳遞原理，下車體的振動(dòng)會(huì)通過關(guān)鍵接附點(diǎn)傳遞到車身，其中車身面板模態(tài)與聲腔耦合往往會(huì)造成嚴(yán)重的低頻轟鳴聲。經(jīng)識(shí)別，本問題的關(guān)鍵點(diǎn)是減振器安裝點(diǎn)。通過有限元法分析前減振器車身安裝點(diǎn)到車內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)，如圖6 所示，重點(diǎn)分析與1 階聲腔模態(tài)振型相關(guān)的前圍和尾門，在前風(fēng)窗下橫梁與前圍中通道硬連接，噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化明顯。進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證確認(rèn)前風(fēng)窗下橫梁和尾門有X向模態(tài)，前圍板受迫響應(yīng)?？赏ㄟ^對(duì)前圍板進(jìn)行凸筋處理、對(duì)前風(fēng)窗下橫梁和尾門進(jìn)行增加CBS加強(qiáng)。CBS一般是由熱膨脹結(jié)構(gòu)粘膠與工程化骨架組成，骨架材料可選工程塑料、碳纖維、合金金屬，通過熱膨脹結(jié)構(gòu)膠粘接于車身空腔截面，能夠提升車身剛度，兼顧降低重量。采用工程塑料結(jié)構(gòu)的CBS 還具有開發(fā)周期快的優(yōu)點(diǎn)[10]。CBS 可作為快速加強(qiáng)車身結(jié)構(gòu)件的有效方案。

圖6 前風(fēng)窗橫梁優(yōu)化Fig.6 FEA analysis on the cross beam of windshield

3.2.1 前風(fēng)窗下橫梁和前圍板

實(shí)車測(cè)試前風(fēng)窗下橫梁存在45 Hz 附近有對(duì)應(yīng)頻率頻響函數(shù)(Frequency response function,FRF)峰值和對(duì)應(yīng)NTF 峰值，前圍處沒有FRF 頻率是受迫響應(yīng)。圖7(a)為在前風(fēng)窗下橫梁增加CBS 工程塑料結(jié)構(gòu)，圖7(b)為在前圍加凸筋加強(qiáng)。由圖8 可知，在前風(fēng)窗下橫梁和前圍兩處加強(qiáng)車內(nèi)2 階噪聲最高優(yōu)化4 dB(A)。

圖7 前風(fēng)窗橫梁加CBS 和前圍加凸筋Fig.7 CBS added to the cross beam of windshield and convex reinforcement added to the cowl panel

圖8 前風(fēng)窗下橫梁加CBS 和前圍凸筋車內(nèi)2 階噪聲優(yōu)化效果Fig.8 Interior 2nd order noiseoptimization effect of adding CBS to the lower cross beam of windshield and cowl panel with convex rib reinforcement

3.2.2 尾門CBS

測(cè)試尾門的模態(tài)陣型，圖9 為在44 Hz 處有內(nèi)板的局部呼吸模態(tài)。圖10為通過在模態(tài)陣型敏感處尾門內(nèi)外板之間增加CBS連接。由圖11可知，增加CBS 方案后，車內(nèi)噪聲在1200 r/min 以下優(yōu)化2～3 dB(A)。

圖9 尾門模態(tài)陣型Fig.9 Tailgate modal shape

圖10 手工方案和工程化方案Fig.10 Manual scheme and engineering scheme

圖11 尾門CBS 方案優(yōu)化效果Fig.11 Optimization effect of tail gate with CBS

3.3 綜合優(yōu)化效果驗(yàn)證

綜合路徑方面前懸掛轉(zhuǎn)向節(jié)動(dòng)力吸振器和響應(yīng)處車身優(yōu)化方案，整體主觀優(yōu)化明顯，評(píng)估可接受，客觀數(shù)據(jù)優(yōu)化7 dB(A)，詳見圖12。

圖12 綜合優(yōu)化方案改善結(jié)果Fig.12 Improvement results of comprehensive optimization scheme

4 結(jié)論

本文對(duì)整車加速工況低頻轟鳴聲根本原因進(jìn)行路徑和響應(yīng)分析，綜合測(cè)試和CAE分析手段確認(rèn)問題根本原因?yàn)榕ふ窦?lì)前懸掛前后運(yùn)動(dòng)模態(tài)，通過懸掛系統(tǒng)傳遞至前風(fēng)窗橫梁和尾門并與車廂縱向1 階聲腔模態(tài)耦合造成車內(nèi)轟鳴。在結(jié)構(gòu)傳遞路徑和車身響應(yīng)方面提出優(yōu)化方案，通過在轉(zhuǎn)向節(jié)加動(dòng)力吸振器和車身前風(fēng)窗下橫梁和尾門加CBS 解決了該問題，為后續(xù)該類車型的NVH 前期開發(fā)和問題解決提供了參考。