空氣懸架噪聲傳遞路徑優化

莊志勇 解賀笑 王猛 朱亮亮 馮陳程

（上汽集團創新研究開發總院，上海 201800）

1 前言

空氣懸架既可以調節車身高度，又可以調節彈簧剛度以適應不同的路況。近年來，針對空氣懸架的研究主要集中在舒適性和控制方面，使其可靠性更高、功能更強[1-4]。然而，隨著空氣懸架的普及，其自身工作過程中的噪聲受到更多關注，特別是在沒有其他音源掩蔽的電動汽車上應用時。本文針對某電動車型出現的空氣懸架調節噪聲問題，通過噪聲傳遞路徑分析查找影響噪聲的主要因素，根據理論分析提出相關優化方案，并通過仿真和試驗進行驗證。

2 問題描述和測試診斷

2.1 問題描述

某電動車型在開發過程中，行駛時出現了“嗚嗚”聲，并伴隨著車輛姿態的調整，因此判斷噪聲源為空氣懸架。手動調節車身升降時，聲音可復現，噪聲大且品質差。該空氣懸架具有自適應調節功能，因此該聲音出現的概率較高，須進行優化。

2.2 空氣懸架結構

如圖1所示，該空氣懸架系統由空氣壓縮機、支架、電源線束、儲氣罐和空氣彈簧等組成。

空氣彈簧補氣過程大致為：空氣壓縮機通過儲氣罐吸氣，之后通過放氣管路利用分配閥將空氣輸送到各輪邊的空氣彈簧。

2.3 初步測試診斷

經過主觀評估，噪聲源很容易鎖定為空氣壓縮機。從結構上進行分析，可以得到空氣壓縮機可能的傳遞路徑如圖2所示。

圖2 空氣壓縮機噪聲傳遞路徑

在車內駕駛員耳旁布置麥克風，在空氣壓縮機本體和空氣壓縮機支架安裝點處布置振動傳感器，對空氣壓縮機噪聲進行測試和分析。同時，為了快速確定空氣壓縮機噪聲的傳遞路徑，對各路徑進行單變量確認。

圖3a 所示為原狀態車內噪聲，噪聲較大的頻率約為60 Hz 和120 Hz。該空氣壓縮機的設計轉速約為3 600 r/min（轉速根據負載變化存在波動），其1 階旋轉頻率f=n/60，其中n為空氣壓縮機轉速。由此可知，車內較大噪聲的頻率對應空氣壓縮機的1 階和2 階頻率。圖3b 和圖3c 所示分別為空氣壓縮機本體和空氣壓縮機支架的振動頻率，其主要階次為1階和2階，與車內噪聲對應較好，且支架的2階振動幅值較空氣壓縮機大，產生了振動放大現象。

圖3 車內噪聲和關鍵點振動測試結果

斷開空氣壓縮機支架與車身間的連接，車內各階次噪聲均大幅減弱，同時可以排除噪聲問題由空氣傳遞路徑造成，如圖3d 所示；將電源線束安裝點脫開，車內噪聲輕微改善，如圖3e所示；脫開氣管管路與車身間的連接，車內噪聲無改善，如圖3f所示。

3 空氣懸架噪聲傳遞機理分析

經初步分析可知，空氣懸架的噪聲源為空氣壓縮機，主要通過車身結構向車內傳遞噪聲，應重點關注空氣壓縮機支架的共振。

為了說明該空氣壓縮機的噪聲傳遞機理，根據其連接方式，建立其簡化模型并進行受力分析如圖4 所示。將壓縮機和支架視為單質量，忽略系統阻尼，考慮螺栓連接剛度，該模型可簡化為二自由度強迫振動模型[5]，從結構上可以看出，空氣壓縮機的激勵力通過隔振彈簧和電源線束傳遞到支架，再由支架傳遞到車身，如何減少車身端接受的力或振動是解決該問題的關鍵。

圖4 空氣壓縮機系統動力學模型和受力分析

根據其受力分析情況可得其振動方程為：

式中，m1、m2分別為空氣壓縮機和支架的質量；x1、x2分別為空氣壓縮機和支架的位移；x?1、x?2分別為空氣壓縮機和支架的加速度；k1為隔振彈簧剛度；k2為支架螺栓剛度；k3為線束等效剛度；f(t)為激勵力。

假設激勵力為正弦激勵，即f(t)=Fsin(ωt)，其中，F為激勵力的最大幅值、ω為激勵圓頻率，則空氣壓縮機和支架的響應分別為x1=Asin(ωt)和x2=Bsin(ωt)，其中，A、B分別為空氣壓縮機和支架位移最大幅值。對x1和x2兩側求二階導數并帶入式（1）和式（2），可得：

由式（3）和式（4）求解可得空氣壓縮機及其支架的響應方程分別為：

式中，Δω=(k1+k3-m1ω2)(k1+k2-m2ω2)-k1(k1+k3)。

隨著ω的增大，支架的位移幅值響應出現2個峰值，當Δω=0時，系統的振動幅值最大，此時求解獲得的ω有效根分別為空氣壓縮機與支架間的模態頻率和支架與車身間的模態頻率。因此，為了減小支架振動，必須使激勵頻率盡量避開系統模態頻率。降低支架振動響應的方式有2種：一是支架模態頻率盡量提高，空氣壓縮機隔振彈簧剛度盡量減小，使兩階模態的頻率跨距盡量大，激勵頻率位于兩階模態頻率之間；二是將支架與車身的連接改為軟連接，即系統的兩階模態頻率均減小，遠小于激勵頻率。

此外，還需考慮通過支架的車身接附點結構傳遞引起的車內噪聲，即開展噪聲傳遞函數（Noise Transfer Function，NTF）分析，其基本機理是假設車身的N個點受到激勵力的作用，第i個激勵點引起的車內噪聲響應Pi可表示為：

式中，Hi(ω)為噪聲傳遞函數；Fi(ω)為作用在支架的車身接附點處的激勵力頻譜。

假設車身為線性系統，則N條結構路徑引起的車內噪聲Ps可以表示為：

即每條路徑引起的噪聲幅值和相位相疊加即為結構引起的噪聲總量[6-9]。

基于以上理論，空氣懸架的噪聲優化方向有2個：一是減少空氣壓縮機支架到車身的振動傳遞，主要方向是優化系統模態頻率；二是優化空氣壓縮機支架的車身接附點到車內的NTF。

4 優化方案

4.1 空氣壓縮機模態頻率優化

系統的其中一階模態頻率為空氣壓縮機與支架間的模態頻率，空氣壓縮機與支架間使用彈簧連接，且受到線束的約束，根據第3 節的理論分析，首先進行系統模態頻率優化，方法為減弱線束的連接剛度，將線束的包裹材料由布基膠帶改為布套，優化后線束更軟，如圖5a 所示，空氣壓縮機模態頻率實測結果圖5b 所示，1 階模態頻率由11 Hz 降低為6.5 Hz。前文提到，斷開線束后車內噪聲存在輕微改善，一方面是因為消除了一條傳遞路徑，另一方面是因為空氣壓縮機模態頻率進一步遠離激勵頻率，使系統隔振效果更好。

圖5 電源線束包裹材料優化及空氣壓縮機模態頻率變化情況

4.2 空氣壓縮機支架模態頻率優化

支架模態頻率優化有2 種方案，都是為了使模態頻率避開激勵頻率。針對提高支架模態頻率的方案（方案1），為了充分避開空氣壓縮機的前兩階激勵頻率，結合有限元分析，將支架三點安裝改為四點安裝，如圖6a所示。空氣壓縮機支架模態頻率優化前、后頻率響應實測對比結果如圖6b 所示，可以看出，原狀態支架的模態頻率為119 Hz，與空氣壓縮機二階激勵頻率較為接近，為二階振動放大的原因，優化后模態頻率提升至220 Hz。

圖6 空氣壓縮機支架優化前、后結構和頻率響應

針對降低模態頻率的方案（方案2），將支架與車身的連接改為軟連接，如圖7a所示。經過襯套剛度調試，支架模態頻率調整為23 Hz，遠小于激勵頻率，頻率響應函數幅值如圖7b所示。

圖7 支架與車身間的襯套連接及其頻率響應

4.3 車身NTF優化

為了減少車身端接受的振動，提高接附點動剛度是常用的方法，參考有限元分析結果，在支架加強方案的基礎上，將安裝點選取在動剛度較大的縱梁翻邊和端部位置，并在縱梁內部增加支撐，如圖8a所示。

圖8 車身NTF優化方案和優化效果

優化支架的車身接附點后，接附點動剛度和車內噪聲聲壓級實測結果如圖8b和8c所示。20~300 Hz范圍內的平均動剛度由2 500 N/mm 提升到6 200 N/mm，同時車內單位激勵力下的車內噪聲響應明顯降低，200~250 Hz 范圍內的噪聲聲壓級降低10 dB以上。

5 試驗驗證

空氣壓縮機的運行轉速較為穩定，測試數據屬于偏穩態信號，因此后續的方案測試結果以1/3 倍頻程顯示，包裹材料優化、支架隔振和支架加強+車身噪聲傳遞函數優化3種方案的噪聲聲壓級試驗結果如圖9所示。

圖9 優化前及各優化方案車內噪聲聲壓級試驗結果

支架隔振和支架加強+NTF優化方案對1階和2階噪聲均有很好的抑制效果，特別是后者，但后者會導致250 Hz 處振動幅值增大，這是由空氣壓縮機3階激勵支架模態導致的，主觀評價2個方案效果相當，均可接受，但后者的改動量和成本較高；電源線束包裹材料優化方案效果較差。綜合以上試驗結果，本文最終選取支架隔振方案，采用該方案時1階和2 階噪聲聲壓級分別減小4 dB(A)和14 dB(A)，優化后車內幾乎感知不到空氣壓縮機的工作噪聲。

6 結束語

本文基于某車型空氣懸架的噪聲問題，通過噪聲的傳遞路徑機理分析，試驗驗證了理論分析的正確性，并提出了優化方案。主要得出以下結論：

a.影響空氣懸架噪聲傳遞的主要因素為空氣壓縮機系統模態頻率和車身安裝點NTF；

b.空氣壓縮機支架與車身間應優先使用軟連接，有利于隔振和阻斷結構噪聲傳遞；

c.需控制安裝點平均動剛度大于6 000 N/mm，車內噪聲響應小于55 dB；

d.電源線束的包裹材料影響自身剛度，從而對空氣壓縮機模態頻率影響較大，前期設計階段應該充分考慮該情況。