雷 鐳

LEI Lei

（上汽集團商用車技術中心，上海 200438）

0 引言

隨著中國乘用車市場的日趨飽和，商用MPV在我國汽車市場呈現高速增長態勢，因其寬敞、舒適、多用途而備受青睞。為此整車設計需考慮到既要滿足整車的大體積、高質量，又需滿足強勁的駕駛動力和乘車舒適性，而自主品牌后驅車型很快走向市場。作為后驅MPV車型，因其發動機的噪聲大、傳動鏈長等特征對整車NVH性能的挑戰也更大，尤其引起車內的booming聲抱怨的原因也進一步復雜。

本文通過試驗和仿真相結合的方法，基于動剛度理論，對副車架及懸置轉接支架進行動剛度優化，有效改善了因副車架動剛度不足而引起的整車前排booming聲抱怨問題。

1 動剛度理論研究[1]

1.1 單自由度粘性阻尼系統

單自由度無阻尼系統的微分運動方程為：

由式(1)可得到單自由度系統的位移導納：

上式稱為位移導納。對式(2)進行傅里葉變化，可得到：

在實際的試驗過程中，測量位移不是很方便，測量的結果基本都已加速度結果表示。加速度與位移頻響函數之間存在如下關系：

如圖1位對數坐標系中表示的加速度頻響函數曲線。

彈簧剛度的加速度導納為-ω2/k，則log（-ω2/k）=2log（ω）-log（k），即斜率為+2的直線。質量的加速度導納為1/m，log(1/m)=-log（m），它與斜率無關，故表現為一條水平直線。剛度導納線與質量導納線的交點即為固有頻率。

圖1 加速度頻響函數曲線

通過進行剛度理論分析和推到，可得到以下結論：

1）對于單自由度無阻尼粘性系統，每倍頻程動剛度增加12dB，而對于當自由度有阻尼粘性系統，由于阻尼影響，同等條件下每倍頻程動剛度增加值略低于12dB。

2）對于單自由度無阻尼粘性系統，在共振頻率附近，越接近共振頻率，計算得到的動剛度值越小，也就是說動剛度值隨頻率變化，越接近共振頻率，動剛度值變化越快。

1.2 動剛度計算方法研究

由于振動系統中阻尼值一般較小，一般在0.02～0.06之間，所有在進行動剛度計算時，將振動系統近似為無阻尼系統。在接附點處施加單位激勵力，在同一點輸出加速度導納：

式(5)中F(t)=1N，Kd為動剛度，為通過試驗或者計算得到的加速度，動剛度Kd表示如下：

2 問題描述及試驗研究

2.1 問題描述

整車在3檔全油門加速過程中，前排乘客存在明顯的booming聲抱怨，通過實車道路測試主駕乘員右耳噪聲，發現在發動機轉速3000rpm附近時，主駕乘員右耳聲壓曲線有明顯的峰值，為保證測試結果的一致性和準確性，相同工況測試均采集3次。圖2所示為測試得到的前排乘員加速噪聲的Overall值曲線（實線，下同）和2階曲線（虛線，下同）。

圖2 前排右耳加速噪聲Overall值曲線及2階曲線

由圖2可以發現，在發動機轉速3000rpm附近時，Overall值線的聲壓變化率并沒有特別突出，不足以引起抱怨，但是2階曲線的變化率相當大，也就是說發動機2階噪聲是導致車內booming聲抱怨的根源，而對應的頻率點為100Hz=3000rpm/30附近。

2.2 傳遞路徑分析

針對前期的數據分析結果，可以明確車內噪聲源是從動力總成傳遞而出，為此，分別就圖3所示的傳遞路徑進行了進一步的問題排查以及車輛間的差異性比對。

圖3 傳遞路徑分析

分析結果表明進氣和排氣系統在前排的booming聲抱怨當中并沒有貢獻，而懸置在開發后期有過結構更改，且更改之前并沒有問題抱怨，為此重點從懸置及副車架的結構本身分析抱怨產生機理。如圖4、圖5和表1所示，分別對副車架及懸置轉接支架集成系統進行了整體的工作模態試驗分析和動剛度仿真分析結果。

圖4 副車架及懸置轉接支架集成系統第一階工作振型

圖5 副車架及懸置轉接支架集成系統第一階工作振型對應的頻響函數曲線

分析結果表明：1）副車架及懸置轉接支架在100Hz（對應發動機轉速為3000rpm）附近存在工作模態，由圖3的工作振型可以看出，在副車架橫梁Y向和懸置轉接支架Y向均存在薄弱環節[2]；2）表1仿真計算表明，該集成系統在X、Y向的動剛度較為薄弱，未達到指標要求，尤其Y向進一步放大了由懸置傳遞而來的發動機激勵力。另一方面，同時對白車身的聲腔模態進行了仿真分析，如圖6所示為白車身的第一階聲腔模態，其主駕駛位置附近模態頻率恰好為100Hz，與副車架及懸置轉接支架集成系統的頻率耦合，最終導致了前排的booming聲抱怨。

表1 原始副車架動剛度仿真分析結果

表2 改善后副車架動剛度仿真分析結果

3 優化方案制定及驗證

圖6 白車身第4階空腔模態

依據試驗及仿真分析結果，副車架及懸置轉接支架X、Y向存在薄弱環節，尤其Y向需提升其抗彎扭剛度，為此分別針對懸置轉接支架和副車架進行了動剛度的提升，如圖7所示。結構件優化后再次進行仿真分析計算，計算結果如表2所示，相比原始狀態，改善后的動剛度值提升了15%～20%，尤其Y向動剛度基本接近目標值。

在此工程樣件基礎上，進行了整車實車路試，主觀評估改善較為明顯，由原來的抱怨狀態提升至可接受，客觀測試數據如圖8所示。從圖中可以看出，前排乘員右耳2階噪聲值在3000rpm附近在優化后噪聲最大。

圖7 副車架及懸置轉接支架動剛度更改位置

圖8 前排右耳加速噪聲2階曲線改善前后對比圖

幅值降低了6dB（A），與主觀評估相吻合，有效達到了改善要求。

4 結論

1）本文將仿真技術、模態試驗方法及傳遞路徑分析方法有效結合，基于動剛度理論及現代分析方法，辨識出后驅MPV車型車內booming聲抱怨產生的原因，并通過有效的工程優化方案，解決了抱怨問題，讓乘員有一個舒適的乘車環境。

2）在整車NVH性能開發過程中，副車架、懸置支架等重要結構的動剛度對車內的booming聲有著重要的影響，只有在前期開發過程中確保指標的合理達到才能有效避免后期的問題抱怨。