基于仿真分析的汽車加速轟鳴噪聲研究與優(yōu)化

邵立軍，李京福，鄂世國，喬 鑫 Shao Lijun，Li Jingfu，E Shiguo，Qiao Xin

基于仿真分析的汽車加速轟鳴噪聲研究與優(yōu)化

邵立軍，李京福，鄂世國，喬 鑫
Shao Lijun，Li Jingfu，E Shiguo，Qiao Xin

（華晨汽車工程研究院 CAE工程室，遼寧 沈陽 100141）

某SUV工裝樣車3 GWOT（3 Gear Wide Open Throttle，3擋全油門加速）工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3 450 r/min左右時(shí)駕駛員內(nèi)耳位置存在明顯轟鳴噪聲，試驗(yàn)測試結(jié)果顯示發(fā)動(dòng)機(jī)加速噪聲聲壓級(jí)曲線在該頻率下存在峰值，且2階噪聲起主導(dǎo)作用。通過NTF（Noise Transfer Function，噪聲傳遞函數(shù)）仿真分析發(fā)現(xiàn)了轟鳴噪聲傳遞的主要路徑，通過動(dòng)剛度分析和模態(tài)分析確定動(dòng)力總成激勵(lì)激起副車架模態(tài)是轟鳴問題產(chǎn)生的主要原因。對(duì)副車架進(jìn)行改進(jìn)，提高了副車架1階彎曲模態(tài)頻率，同時(shí)提高扭力臂懸置安裝點(diǎn)的動(dòng)剛度水平，改善了噪聲傳遞函數(shù)并解決加速轟鳴問題。改進(jìn)后試驗(yàn)測試結(jié)果顯示發(fā)動(dòng)機(jī)加速噪聲聲壓級(jí)曲線峰值在該頻率下降低，主觀感受加速轟鳴噪聲基本消失，驗(yàn)證了仿真分析的準(zhǔn)確性和改進(jìn)方案的有效性。

加速轟鳴；噪聲傳遞函數(shù)；動(dòng)剛度；模態(tài)

0 引 言

隨著人們對(duì)汽車舒適性要求不斷提高，NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度）性能變的越來越重要。作為NVH性能的重要評(píng)價(jià)內(nèi)容，轟鳴噪聲普遍存在于汽車怠速、勻速和加速過程中。發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系、排氣系統(tǒng)及不平路面激勵(lì)等因素都可能成為轟鳴聲產(chǎn)生的源頭[1]。轟鳴噪聲通常是由車身鈑金件振動(dòng)與駕駛室聲腔耦合產(chǎn)生，具有聲壓級(jí)較高且頻帶較窄的特點(diǎn)，會(huì)使駕乘者感到焦躁不安，甚至頭暈惡心[2]，嚴(yán)重影響乘坐舒適性及整車品質(zhì)；因此，轟鳴噪聲的研究在汽車設(shè)計(jì)研發(fā)中具有重要意義。

1 問題描述

某SUV工裝樣車3GWOT（3 Gear Wide Open Throttle，3擋全油門加速）工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3 450 r/min左右時(shí)，主觀評(píng)價(jià)駕駛員內(nèi)耳位置存在明顯轟鳴噪聲。該試驗(yàn)車在平直水泥路面上進(jìn)行加速試驗(yàn)，采用LMS Test.Lab設(shè)備測試駕駛員內(nèi)耳位置噪聲聲壓級(jí)曲線，如圖1所示。可以看出，總體噪聲聲壓級(jí)曲線在3 450 r/min左右存在明顯峰值，該峰值即為主觀評(píng)價(jià)中駕駛員內(nèi)耳轟鳴噪聲。對(duì)噪聲信號(hào)進(jìn)一步分析，發(fā)現(xiàn)該轉(zhuǎn)速下2階噪聲聲壓級(jí)曲線峰值形狀與總體噪聲聲壓級(jí)曲線峰值形狀相似，且接近總體噪聲水平，故判定在該轉(zhuǎn)速下2階噪聲對(duì)總體噪聲水平貢獻(xiàn)最大，對(duì)轟鳴問題起主導(dǎo)作用。

圖1 3 GWOT工況駕駛員內(nèi)耳位置噪聲聲壓級(jí)曲線

2 問題分析

通常情況下，絕大部分車內(nèi)噪聲問題是由動(dòng)力總成激勵(lì)通過多條傳遞路徑傳遞到車內(nèi)引起[3]。為了有效地解決轟鳴噪聲問題需要找出產(chǎn)生該問題的關(guān)鍵路徑，并降低該路徑上的激勵(lì)大小或者改善該路徑的傳遞函數(shù)。在逐步排除發(fā)動(dòng)機(jī)、懸置隔振、傳動(dòng)系統(tǒng)及進(jìn)排氣等系統(tǒng)的影響之后，將問題鎖定在動(dòng)力總成懸置到駕駛員內(nèi)耳的NTF（Noise Transfer Function，噪聲傳遞函數(shù)）。根據(jù)傳遞路徑分析方法[4]，車內(nèi)噪聲總響應(yīng)與激勵(lì)力和傳遞函數(shù)的關(guān)系可表示為

圖2 動(dòng)力總成懸置位置示意圖

圖3 動(dòng)力總成激勵(lì)到駕駛員內(nèi)耳處響應(yīng)的傳遞路徑示意圖

3 仿真分析

3.1 NTF仿真分析

建立由帶內(nèi)飾車身和聲腔組成的流固耦合模型，在動(dòng)力總成各懸置的、、3個(gè)方向分別施加單位載荷激勵(lì)，取駕駛員內(nèi)耳為響應(yīng)點(diǎn)，運(yùn)用Nastran軟件進(jìn)行頻響計(jì)算，得到發(fā)動(dòng)機(jī)懸置、變速器懸置和扭力臂懸置到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線，如圖4～圖6所示。

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線

圖5 變速器懸置到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線

圖6 扭力臂懸置到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線

可見扭力臂懸置向和向到駕駛員內(nèi)耳的兩條NTF曲線在120 Hz左右存在明顯峰值，且高于55dB目標(biāo)值。由于該樣車搭載的發(fā)動(dòng)機(jī)為直列4缸4沖程式汽油機(jī)，則發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、階次及車內(nèi)噪聲頻率之間的關(guān)系[6]250為

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3 450 r/min左右時(shí)，其2階噪聲頻率約為115 Hz。可見NTF仿真結(jié)果中問題頻率與樣車轟鳴頻率吻合，初步判斷產(chǎn)生轟鳴問題的主要原因?yàn)閱栴}頻率附近扭力臂懸置向和向到駕駛員內(nèi)耳的噪聲傳遞函數(shù)較大。

3.2 動(dòng)剛度仿真分析

對(duì)于線性系統(tǒng)，用施加在系統(tǒng)上的力除以位移，即得到靜剛度。如果激勵(lì)力隨頻率變化，那么剛度也隨之而變，此時(shí)的剛度稱為動(dòng)剛度[6]253，其幅值為

式中，d()為動(dòng)剛度；為頻率；為系統(tǒng)的靜剛度；為系統(tǒng)的質(zhì)量；為系統(tǒng)的阻尼。

對(duì)帶內(nèi)飾車身模型進(jìn)行S動(dòng)剛度仿真分析，在扭力臂懸置向施加單位載荷激勵(lì)，取原點(diǎn)響應(yīng)，運(yùn)用Nastran軟件進(jìn)行頻響計(jì)算，得到扭力臂懸置向動(dòng)剛度曲線，其對(duì)數(shù)形式如圖7所示。可見該曲線在118 Hz存在明顯谷值，根據(jù)基于模態(tài)法的強(qiáng)迫響應(yīng)原理[7]，判定該頻率為副車架彎曲模態(tài)頻率。

3.3 模態(tài)仿真分析

運(yùn)用Nastran軟件，選用lanczos法對(duì)帶內(nèi)飾車身模型進(jìn)行模態(tài)仿真分析，指定模態(tài)提取的頻率范圍為110～130 Hz，識(shí)別出副車架模態(tài)為118 Hz，振型為1階彎曲，其位移云圖如圖8所示。

圖7 扭力臂懸置Z向動(dòng)剛度曲線

圖8 副車架1階彎曲模態(tài)位移云圖

4 改進(jìn)方案

通過以上分析可推斷，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在3 450 r/min左右時(shí)，其2階激勵(lì)通過扭力臂懸置傳至副車架，與副車架1階彎曲模態(tài)耦合，引起副車架共振并進(jìn)一步傳至車身，車身鈑金件隨之振動(dòng)，輻射噪聲通過駕駛室聲腔傳遞至駕駛員內(nèi)耳產(chǎn)生轟鳴。

從動(dòng)剛度及模態(tài)仿真分析結(jié)果來看，扭力臂懸置向動(dòng)剛度較差且副車架1階彎曲模態(tài)頻率較低為轟鳴問題的主要原因，因此考慮對(duì)副車架進(jìn)行改進(jìn)。在不影響副車架功能和項(xiàng)目進(jìn)度的前提下，綜合考慮可行性及成本造價(jià)等因素，經(jīng)過對(duì)多種改進(jìn)方案仿真分析，最終采用在中通道兩側(cè)增加車身與副車架安裝點(diǎn)的方式來提高副車架1階彎曲模態(tài)，從而達(dá)到避頻降噪的效果。即在原副車架后部增加兩個(gè)安裝支架，改進(jìn)后副車架如圖9所示。改進(jìn)前、后車身與副車架連接方式對(duì)比如圖10所示。

圖9 副車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案

圖10 改進(jìn)前、后車身與副車架連接方式對(duì)比

5 方案驗(yàn)證

對(duì)副車架改進(jìn)方案進(jìn)行動(dòng)剛度仿真分析，其結(jié)果與改進(jìn)前基礎(chǔ)狀態(tài)動(dòng)剛度進(jìn)行對(duì)比如圖11所示。相比改進(jìn)前基礎(chǔ)狀態(tài)，改進(jìn)方案動(dòng)剛度水平在問題頻率118 Hz下有所提升，提升約1 804 N/mm，副車架1階彎曲模態(tài)頻率也有提高，提高約9 Hz。

圖11 改進(jìn)前、后扭力臂懸置Z向動(dòng)剛度對(duì)比

對(duì)副車架改進(jìn)方案進(jìn)行NTF仿真分析，改進(jìn)前、后扭力臂懸置向和向到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線對(duì)比如圖12、圖13所示。可見，副車架改進(jìn)后扭力臂懸置向和向到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線在120 Hz附近分別降低約7.2 dB和4.4 dB，達(dá)到良好優(yōu)化效果。

圖12 改進(jìn)前、后扭力臂懸置X向到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線對(duì)比

對(duì)改進(jìn)方案進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證，測試結(jié)果如圖14所示，在3 450 r/min附近總體噪聲聲壓曲線峰值及2階噪聲聲壓曲線峰值分別降低約3.1dB(A)和3.4 dB(A)，主觀評(píng)價(jià)駕駛員內(nèi)耳位置轟鳴噪聲消失，驗(yàn)證了方案的有效性。

圖13 改進(jìn)前、后扭力臂懸置Z向到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線對(duì)比

圖14 改進(jìn)前、后3 GWOT工況駕駛員內(nèi)耳位置噪聲聲壓級(jí)曲線對(duì)比

6 結(jié) 論

針對(duì)某SUV工裝樣車加速轟鳴問題，通過試驗(yàn)確定問題轉(zhuǎn)速和主導(dǎo)階次，通過CAE仿真分析，發(fā)現(xiàn)扭力臂懸置向和向到駕駛員內(nèi)耳的NTF曲線在對(duì)應(yīng)頻率下存在峰值且高于目標(biāo)值，同時(shí)扭力臂懸置安裝點(diǎn)動(dòng)剛度曲線在對(duì)應(yīng)頻率下存在谷值，判斷轟鳴問題產(chǎn)生的原因?yàn)閯?dòng)力總成激勵(lì)在該頻率下激起副車架模態(tài)，引起副車架共振并進(jìn)一步傳遞至車身，車身鈑金件隨之振動(dòng)，輻射噪聲通過駕駛室聲腔傳遞至駕駛員內(nèi)耳產(chǎn)生轟鳴。采用在中通道兩側(cè)增加車身與副車架安裝點(diǎn)的方式，改善了噪聲傳遞函數(shù)并解決加速轟鳴問題。改進(jìn)后試驗(yàn)測試結(jié)果顯示發(fā)動(dòng)機(jī)加速噪聲聲壓級(jí)曲線在該頻率下峰值降低，主觀感受加速轟鳴噪聲基本消失，驗(yàn)證了仿真分析的準(zhǔn)確性和改進(jìn)方案的有效性。

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2019-08-23

U467.4+93

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10.14175/j.issn.1002-4581.2019.06.004

1002-4581（2019）06-0016-05