微車扭振引致車內轟鳴聲的多平臺聯合仿真

田涌君，向 偉，胡濟民，李洪亮，石月奎，丁渭平

（1.中國汽車技術研究中心 汽車工程研究院，天津300162；2.西南交通大學 汽車工程研究所，成都610031）

傳動系扭振引起的車內轟鳴聲已成為FR 型多功能車（MPV）的共性問題。由于FR型MPV普遍搭載4缸汽油發動機，受4缸機發火特性的影響，2階扭矩波動往往較為明顯[1]。加之FR車型的傳動系空間布置較長，致使傳動系本體存在的敏感頻率范圍（＜200 Hz）內的扭振模態。主要由2 階轉矩波動激起的較大傳動系扭振響應幅值通過后懸架直接作用于車身，引起車身薄壁板件的振動進而輻射出較大的聲能[2]，極大影響車內駕乘人員的舒適感。

針對扭振引起的車內轟鳴聲仿真研究，當前主要聚焦于傳動系本體。應用當量或連續體計算方法，通過選擇合理的傳動系零部件剛度、慣量匹配方案或增加雙質量飛輪、扭轉減振器等措施進而達到減小后懸架因扭振引起的振動響應幅值的目的[3]。該方法的合理、正確應用雖能在概念設計階段獲悉傳動系的扭振水平，但由于并未完整考慮扭矩波動的傳遞路線，無法為樣車調教、整改階段提供整改思路與方向。

以國內某自主車企中一款暢銷MPV 車型為研究、工作對象，為很好地呈現在發動機特定轉速下車內第三排乘客的強烈轟鳴感受，通過傳動系一維仿真模型、懸架多體動力學模型以及車身聲振響應模型，搭建一套扭矩波動傳遞全過程的仿真分析模型，為MPV車型正向研發中的扭振NVH問題提供一條完整的仿真技術路線[4]。

1 扭振引致車內轟鳴聲仿真技術路線探究

通過CAE手段完整地反映扭振傳遞路徑特點，通過試驗與仿真相結合的方式，配合以當量分析方法、多體動力學分析方法、有限元分析方法，搭建一套多平臺聯合仿真模型。具體思路如圖1所示。

圖1 扭振引致車內轟鳴聲仿真技術路線

為完整地反映扭振引致車內轟鳴聲現象。通過整車級車內噪聲測試、傳動系扭振測試，為仿真結果提供對標參數；通過零部件試驗為后續多體動力學模型提供仿真輸入參數；以當量分析模型為后懸架多體動力學提供轉矩波動激勵輸入；以多體動力學分析為整車車內轟鳴聲提供力波動輸入。各模型之間，通過與試驗數據的對比進而驗證模型的準確性。

圖1所示技術路線，不僅適用于扭振引致的車內轟鳴現象，更可應用于其它整車級NVH問題。這種從振動源，經傳遞路徑，到整車響應的完整傳遞鏈分析模型，相較于僅從振動源角度的仿真方法更為嚴謹和完善，可為整車級NVH的改善與優化提供更多的思路和方向。

2 傳動系扭振當量分析及整車NVH試驗。

基于傳動系當量分析方法，根據某微車傳動系CAD模型及相關供應商提供的零部件參數，獲取了表1所示的傳動系當量參數[5]。搭建了如圖2所示的當量模型。

圖2 傳動系扭振當量計算模型

如圖3所示，在整車半消聲室轉轂試驗臺上，進行了整車傳動系扭振及車內噪聲同步測試，重點測試了在全油門（1 000 r/min～3 000 r/min）工況下主減速輸入端的轉速波動以及第三排中間乘客位置聲壓曲線。

圖3 整車半消聲室試驗

通過與當量分析仿真數據對比，得到了如圖4所示的對比曲線。

圖4 試驗與仿真對比曲線

表1 當量分析方法計算參數

從圖4中可以看出，試驗值與仿真值在重點關注的1 500 r/min附近峰值相差6.8%，在1 500 r/min重點關注轉速下，測試值與仿真值較為接近，在工程允許范圍內。

3 面向扭振的后懸架多體動力學模型

通過傳動系當量分析模型獲取了如圖6所示的某前置后驅型MPV 車型主減速器輸入端的轉矩波動激勵曲線。為獲得由扭振引起的懸架與車身連接點的振動響應曲線，基于零部件臺架試驗，獲取了減振器、彈簧、橡膠襯套的力學特性曲線，結合整車CAD 數模，搭建了如圖5所示的扭矩波動激勵下懸架與車身連接點的多體動力學仿真模型。

圖5 扭矩波動激勵懸架與車身連接點振動仿真模型

其中，懸架與車身連接點（左右減振器與車身連接點、左右擺臂與車身連接點、左右彈簧與車身連接點）通過橡膠襯套連接；在整車質心位置賦予整備質量，質心位置施加轉動約束；為避免行進過程中路面激勵對于懸架振動響應的影響，路面使用完全平直優良路面；在主減速器輸入端施加圖6所示的主減速器輸入端轉矩波動時域信號曲線。

圖6 主減速器輸入端轉矩波動時域信號

將圖5仿真獲取的后懸架左右彈簧、減振器、擺臂等與車身連接點位置的三向力激勵作為扭振引致車內聲學響應的激勵輸入文件。

4 基于扭振激勵的車內聲學響應模型

根據如下式所示結構振動方程[6]。

式中：[Me]——結構質量矩陣；

[Ce]——結構阻尼矩陣；

[Ke]——結構剛度矩陣；

{Fe}——結構外激振力基于有限元分析方法。應用有限元分析軟件，建立了如圖7所示的聲學響應分析模型，仿真獲取了如圖8所示在純扭矩波動激勵下整車后排中間乘客位置聲壓曲線。

圖7 后懸架與車身連接點力激勵下車內聲學響應仿真模型

圖8 后排中間乘客仿真與測試聲壓級對比曲線

從圖8中可以看出，仿真與測試曲線在重點關注的1 000 r/min以及1 500 r/min時皆存在較為明顯的聲壓峰值。仿真數值能很好地反映主觀測試時壓迫耳膜的較為強烈的轟鳴感受。

同時，在幅值上仿真與測試之間存在一定的偏差。由于在仿真時無法添加類似于座椅、頂棚毛氈、地毯、前圍聲學包等吸、隔聲材料，致使在仿真時無法消減部分聲能。同時，實際車身板件結構往往存在阻尼屬性，而在仿真中，板件阻尼特性通常難以表達，致使在計算過程中振動能量得不到衰減，進而出現仿真值偏大的情況。

4 結語

（1）基于傳動系當量仿真分析方法、多體動力學方法、聲振耦合分析方法，結合整車及零部件試驗所獲取的仿真基礎參數，搭建了傳動系扭振引致車內轟鳴聲學問題的完整仿真分析模型，得到了完整的仿真技術路線。

（2）基于扭振引致車內轟鳴聲的仿真分析方法能應用于整車概念設計階段，在概念設計階段便可預防因扭振引起的車內轟鳴現象，減少因不合理設計、匹配引起的NVH 問題。同時，也能應用于樣車調校階段，為實車調校提供整改方向，指導調校工作，減少工程師試驗工作量。