某商用車加速車內轟鳴分析與優化控制

涂晴，鄧欣，鄧磊，張宏偉，袁振松

1.江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330052；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，江西南昌 330052；3.寶雞職業技術學院，陜西寶雞 721000

0 引言

隨著國內消費生活水平的提高，消費者對汽車的要求也越來越高，汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(NVH)已成為消費者的重要關注點。NVH性能給車內人員帶來的感受是最直接的，會直接影響消費者對車輛的選擇。因此，NVH性能已成為各主機廠在產品開發過程中極其重要性能。

加速車內轟鳴是車輛行駛過程中較為常見的振動噪聲問題，轟鳴根本原因是共振引起的。當汽車出現加速車內轟鳴時，易造成車內人員耳朵出現壓迫感、頭暈甚至嘔吐等[1]。

劉勝等[2]對車輛加速過程中出現的轟鳴問題，通過試驗相關測試分析，確定空濾殼體模態偏低是導致加速轟鳴主要原因，同時通過CAE對其模態進行提升，實車上驗證轟鳴改善明顯。劉鋼等[3]在通過對中冷器支架進行模態提升，同時改善中冷器橡膠墊的隔振效果，解決了車內轟鳴問題。李金錄等[4]通過CAE分析并利用GPA和ODS等診斷方法確定了對車內噪聲影響最大的鈑金，通過對鈑金結構優化，最終解決了車輛加速過程中車內轟鳴問題。

本文針對某商用車在產品開發樣車階段2擋小油門加速過程中車內前排出現轟鳴，壓耳感強烈，嚴重影響車內舒適性。制定轟鳴原因分析魚骨圖，試驗和CAE分析相結合進行排查分析，確定1 600 r/min轟鳴是一個系統性NVH問題，傳動軸和后橋模態與后板簧左前安裝點NTF峰值頻率耦合，最終造成車內轟鳴問題。結合實際工程成本和工程實施性，最后決定采用后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案，降低車身響應，使車輛加速在1 600 r/min左右車內轟鳴消失。

1 車內轟鳴現象與診斷分析

1.1 車內轟鳴現象描述

某商用車樣車開發階段，在NVH試驗道路進行主觀駕評，進行2擋小油門為加速時前排出現明顯轟鳴，駕駛員壓耳感強烈。進一步找出車內轟鳴原因，樣車在NVH試驗道路進行2擋小油門振動與噪聲測試，利用LMS Test.Lab設備測試，車內麥克風布置如圖 1 所示。相關試驗準備完成后，在2擋小油門加速工況下對車內噪聲進行數據采集。圖2為車內總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線。由圖可以看出，在1 600 r/min附近時有明顯的峰值，且發動機四階是主要貢獻量。

圖1 車內麥克風布置

圖2 車內總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線

發動機激勵頻率f計算公式為：

(1)

式中：n為轉速；i為階次。

依據LMS Test.Lab所測數據，車內轟鳴聲是發動機在1 600 r/min附近四階激勵導致，代入式(1)可得本文轟鳴問題頻率為107 Hz左右。

1.2 轟鳴原因分析

車內噪聲通過車外空氣傳播或者車身結構傳遞到車內，都有可能導致車內噪聲放大。在解決NVH相關問題常采用“源—路徑—響應”的理論，圖3為車內轟鳴原因分析魚骨圖。由圖可知，激勵源主要包括發動機本體、傳動系扭振、變速箱等；傳遞路徑包括進排氣、懸置、傳動軸和后橋等；響應包括車身靈敏度、車身接附點等。根據上述分析思路，利用LMS Test.Lab測試設備進行測試分析和排查，本研究由于篇幅所限，只針對影響轟鳴問題的關鍵因子詳細闡述。

圖3 車內轟鳴原因分析魚骨圖

1.2.1 路徑分析

本文研究車輛為前置后驅方式，通過傳動軸、后橋、板簧和減振器將激勵傳遞到車內，與車身鈑金耦合產生轟鳴。利用LMS Test.Lab測試設備對傳動軸和后橋進行模態測試，圖4為傳動軸與后橋110.2 Hz的模態振型。同時CAE建立了傳動軸和后橋的有限元模型，對其進行模態分析，在109 Hz存在模態，其振型如圖5所示。綜合測試和CAE分析結果，傳動軸和后橋在110 Hz左右存在模態，與轟鳴問題頻率相近，導致傳動軸和后橋結構較為靈敏。

圖4 傳動軸和后橋110.2 Hz的模態振型

圖5 CAE分析傳動軸和后橋振型

1.2.2 車身響應分析

噪聲傳遞函數(NTF)主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數關系，在相關連接點施加單位激勵力，最后得到車內人耳處噪聲的響應值，用于評價車身結構對振動發聲的靈敏度特性[5]。

對后板簧左前安裝點進行Z方向單位力的NTF測試，得到駕駛員左耳處的NTF數據，如圖6所示。由圖可知，在107 Hz峰值偏高，達到65 dB，超過60 dB的目標與問題頻率一致。

圖6 后板簧左前安裝點Z向NTF測試曲線

收集TB(trimbody)車身CATIA數據等參數信息，建立了TB有限元模型和聲腔有限元模型，如圖7所示。對后板簧左前安裝點進行NTF分析，施加Z方向的單位力，響應點為駕駛員左耳，圖8為后板簧左前安裝點Z向NTF仿真曲線，圖9為仿真與測試Z向NTF曲線對比。從NTF仿真結果可知，在112 Hz左右峰值較大，與問題頻率相近。CAE模型內外飾、電子電氣等采用集中質量，有限元模型與實物在制造和設計存在誤差，仿真結果與實測結果不可能完全一致，仿真與測試NTF曲線趨勢一致，表明建立的TB模型可用于下文的研究。綜合測試與仿真Z向NTF結果可知，后板簧左前安裝點在112 Hz左右與問題頻率耦合，使得車身響應更靈敏。

圖7 有限元模型示意

圖8 后板簧左前安裝點Z向NTF仿真曲線

圖9 仿真與測試Z向NTF曲線對比

2 優化方案研究

解決車內轟鳴問題，常見優化方法有減小激勵源振動、降低傳遞路徑和降低車身響應。本文在傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環減小路徑傳遞、降低車身響應都能使車內轟鳴消失。

2.1 傳動軸增加軸瓦和慣量環

在傳動軸后端增加軸瓦以及傳動軸與后橋連接法蘭增加0.01 kg·m2質量為1.4 kg的慣量環，如圖10所示。

圖10 增加軸瓦和慣量環

圖11為車內4階噪聲前后對比，車內噪聲降低10～15 dB(A)，改善效果非常明顯，車內轟鳴消失，主觀感受可接受。

圖11 車內4階噪聲前后對比

2.2 噪聲傳遞函數(NTF)優化

通過分析可知，板簧左前安裝點到車內的噪聲響應值偏大，表現為車身結構較為靈敏。本文運用有限元方法[6]，在112 Hz處進行節點貢獻量(GPA)及工作模態 (ODS)分析，結果如圖12所示。

圖12 GPA及ODS仿真分析結果

由圖12的GPA和ODS仿真分析結果可知，在振動傳遞過程中，112 Hz 處右側踏板和后地板存在局部模態，導致該處振動過大，又未能有效對該處振動進行控制，最終導致后板簧左前安裝點到車內NTF曲線112 Hz峰值偏大。通過上述分析，提出對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案：

(1)右側踏板上下筋連通如圖13a所示，提升該處的鈑金剛度；

(2)后地板前后板筋連通，同時考慮到該處有座椅安裝點，后地板結構如圖13b所示。

圖13 NTF曲線優化方案

將車身結構優化數據更新至有限元TB模型中，進行NTF仿真分析。后板簧左前安裝點Z向NTF曲線優化結果如圖14所示。從NTF分析結果可以看出，優化后后板簧左前安裝點Z向NTF曲線在112 Hz附近峰值下降8 dB，車身優化方案效果明顯。

圖14 后板簧左前安裝點Z向NTF曲線優化結果

對車身優化件制作樣件并進行實車道路驗證，客觀實測數據對比顯示在1 600 r/min附近4階聲壓級峰值下降4.5 dB(A)，主觀感受該轉速下轟鳴消失，車內4階噪聲優化前后對比如圖15所示。

圖15 車內4階噪聲優化前后對比

通過優化研究，傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環、對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通兩種方案，都能使1 600 r/min左右轟鳴消失，但增加軸瓦和慣量環單車成本需增加50元，且需重新進行耐久試驗驗證，花費的成本較大。而對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案，只需對相關模具進行修模，且不用進行耐久試驗驗證，成本花費較少。綜合多方面考慮，最終決定采用對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案。

3 結束語

本文針對某商用車樣車階段出現加速轟鳴問題，根據轉速和階次確定了問題頻率。運用“源頭—傳遞路徑—響應”分析理論制定了轟鳴原因分析魚骨圖，通過測試和CAE分析相結合確定了引起轟鳴問題的主要影響因子。提出傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環、對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通兩種方案，最終結合工程實際提出了成本少且工程實施性強的優化方案，降低車身響應使車輛在加速1 600 r/min左右車內轟鳴消失，對解決同類轟鳴問題積累了工程經驗和具有重要借鑒意義。