基于改善整車加速噪聲的試驗及仿真方法?

姜 駿，劉雪萊，孫建喜

（1.華南理工大學機械與汽車工程學院 廣州，510641）（2.上海汽車集團股份有限公司技術中心 上海，201804）

引言

動力總成作為傳統燃油車的重要激勵源，在車輛加速行駛過程中會引起車內噪聲［1］。動力總成通過懸置與副車架及車身連接，這些部件是動力總成振動傳遞到車內的重要路徑。當動力總成主要激勵階次的頻率（20～300 Hz）與這些路徑上的部件模態以及整車聲腔模態出現耦合會導致振動能量的放大，產生讓車內人員不適的轟鳴聲［2］。為了解決這類問題，需要分析發動機到車內的各條傳遞路徑，找到對噪聲貢獻量較大的路徑和部件進行改進，以降低車內噪聲［3］。

文獻［1，4］從控制動力總成激勵輸出的角度出發，建立了動力總成內部的動力學模型，在考慮了多級扭轉非線性元件基礎上進行研究，提出了基于優化扭轉減振器、傳動齒輪等部件控制車內噪聲的方案。文獻［2］研究了汽車駕駛艙內聲腔模態的測試和仿真方法，并對和車身各板件對模態的貢獻量，以達到降低車內噪聲的目的。文獻［5-6］對包含懸置系統的整車動力學建模開展了研究，利用所建模型分析了不同懸置的剛度、布置形式和液壓系統設計方案對動力總成振動的控制及對車內噪聲的影響。文獻［7-8］研究了車身結構，提出了引入特征頻率計權系數和場點權重系數來確定多特征頻率下對車內綜合聲場聲學貢獻量最大的位置，以降低車內噪聲為目標對車身結構進行優化。謝旭等［9］建立了副車架-懸置系統有限元模型，利用所建模型進行振動響應仿真，通過仿真結果發現，副車架安裝點動剛度低，模態與懸置系統模態耦合都會導致懸置隔振能力下降，引起車內噪聲。

上述研究分別以動力總成內部元件、懸置、車身及副車架等部件為目標，找尋降低車內噪聲的方法，但都僅針對某一部件。筆者針對車內加速噪聲開展研究，以整車系統為對象，最終達到降低加速過程中駕駛員側聲壓的目標。

1 加速噪聲源排查

1.1 理論分析

動力總成通過懸置與車身和副車架相連接，在車輛行駛過程中，動力總成由于扭矩波動產生振動，通過懸置將激勵載荷傳遞到副車架和車身，最終在車內引起噪聲。動力總成噪聲傳遞路徑見圖1。

圖1 動力總成噪聲傳遞路徑Fig.1 Noise transmission path of powertrain

動力總成在工作時，質心的受力由兩部分組成：①發動機本身的工作扭矩；②各個懸置點與動力總成連接的支反力對質心的作用力。動力總成質心坐標系定義如下：x軸水平向整車行駛后方；z軸垂直向上；y軸根據右手定則確認。動力總成的力平衡方程［10］為

其中：M為動力總成在其自身坐標系下的質量矩陣；Ae為動力總成質心處的振動加速度；分別為第i點懸置彈性中心點在發動機側所受的3 個方向支反力；Fe=為動力總成本體上的工作三向載荷和三向扭矩；Ei為第i點懸置的空間坐標轉換矩陣［6］。

動力總成懸置是由橡膠構成的彈性元件，簡化為線性系統后忽略懸置阻尼特性。根據胡克定律可知

其中：kxi，kyi，kzi分別為第i點懸置的三向剛度；分別為第i點懸置主動側、被動側的三向振動加速度；ω為動力總成的激勵圓頻率。

動力總成的主階次激勵頻率較低（20～300 Hz），動力總成系統可視為剛體，則第i點懸置的懸上加速度與動力總成質心加速度關系滿足

假設車身系統為線性時不變系統，認為懸置的車身側安裝點動剛度為固有屬性，不隨激勵幅值和激勵頻率的變化而變化。懸置車身側振動加速度與懸置彈性中心點在車身側所受的支反力滿足

其中：Gi為第i點懸置被動側頻響函數矩陣［12］。

聲傳遞函數［2］（noise transfer function，簡稱NTF）表示的是某一條振動傳遞路徑在單位激勵載荷條件下引起的車內目標點的噪聲，反映的是部件或者系統的振動靈敏度。

由發動機激勵通過結構傳遞到車內的噪聲Pt為所有懸置傳遞的能量總和，即

其中：Pti，NTFi分別為第i點懸置傳遞到車內的噪聲和懸置安裝點到車內的NTF。

由式（1）～（6）可以得出，影響由發動機激勵引起的車內噪聲的主要因素是懸置剛度、安裝點動剛度、路徑上部件的模態分布及其自身結構剛度特性。

1.2 噪聲頻率特征

解決車內噪聲問題，首先要通過車內噪聲以及各個懸置振動確認問題頻率點。在駕駛員右耳處布置麥克風，在所有懸置的主動側和被動側布置加速度傳感器。試驗傳感器布置如圖2 所示，采集整車加速過程中的聲壓信號和加速度信號（車輛動力總成為1.5T 發動機+6DCT 變速箱）。

圖2 試驗傳感器布置Fig.2 Placement of sensor for test

加速工況車內聲壓如圖3 所示，發動機和下拉桿懸置振動加速度分別如圖4，5 所示。目標車輛安裝的是4 缸燃油機，主階次激勵為2 階。由圖可以看出：在整個車輛加速過程中，駕駛員右耳處聲壓在3.6 kr/min 和4.4～4.8 kr/min 范圍有明顯的峰值。這些轉速附近由于動力總成2 階激勵引起的噪聲占總聲壓能量超過80%，說明噪聲主要是由2 階激勵所引起。對應的頻率分別為120 Hz 和145～160 Hz。

圖3 加速工況車內聲壓Fig.3 Sound pressure in vehicle under acceleration condition

圖4 發動機懸置加速度Fig.4 Acceleration of engine mount

圖5 下拉桿懸置加速度Fig.5 Acceleration of lower tie bar

發動機2 階激勵頻率較低（<200 Hz），在這個頻率范圍內噪聲基本都是通過整車結構傳遞到艙內，輻射噪聲可以忽略。發動機懸置和下拉桿懸置的主動側振動量隨著動力總成轉速上升線性增加，說明在問題頻率位置，動力總成的激勵并無異常。發動機懸置x向、z向被動側振動在4.4 kr/min 附近存在峰值，下拉桿懸置z向在3.6 kr/min 和4.4～4.8 kr/min 有明顯峰值，與實車噪聲問題位置一致。

1.3 傳遞路徑分析

發動機懸置x向、z向和下拉桿懸置z向是傳遞動力總成振動的主要路徑。對路徑上主要部件的模態、車內聲腔模態以及部件到車內的NTF 進行試驗測試。各項試驗測試現場如圖6 所示。

圖6 各項試驗測試現場Fig.6 Various test sites

在模態測試中，通過對各激勵點和響應點間的頻響函數進行數據計算，得到系統的模態頻率和模態陣型。在進行整車聲腔模態以及包含大阻尼彈性元件的測試時，頻響函數的特征點識別比較困難。為了提升識別精度，需要對頻響函數進行極大似然估計并進行迭代計算［11］，即

其中：No為響應點；Ni為激勵點；Nf為頻率的譜線數；Hoi(ω)為第i個激勵點到第o個響應點的頻響函數；為Hoi(ω)的極大似然估計；為估計偏差［13］；θ為極大似然估計參數向量［12］。

其中：ψr，λr分別為第r階模態的陣型和極點；lr為修正系數；（）*表示共軛函數；LR，UR 分別為上、下殘差。

采用上述方法可以有效提升大阻尼系統的模態參數識別精度。

路徑上各部件模態試驗結果匯總見表1，整車聲腔模態試驗結果如圖7 所示?？梢钥闯觯?23和158 Hz 處存在聲腔模態，與車內噪聲問題頻率一致。下拉桿懸置、前圍板在這2 個頻率點處分別存在模態，而副車架在這2 個頻率點都存在模態，上述幾個部件與車內聲腔模態存在嚴重耦合。

表1 各部件模態試驗結果匯總Tab.1 Summary of modal test results of each component

圖7 整車聲腔模態測試結果Fig.7 Test result of vehicle cavity modal

整車各關鍵部件到車內NTF 的部分結果如圖8 所示，工程中一般要求各路徑到車內的NTF 小于55 dB。由圖可以看出：在100～200 Hz 范圍內落水槽到車內的NTF 非常高，峰值接近70 dB；其余路徑基本滿足設計目標要求。落水槽的振動靈敏度較高，也會對車內噪聲產生影響。

圖8 整車各關鍵部件NTF 結果Fig.8 NTF results of vehicle important components

2 傳遞路徑改進

2.1 有限元模型驗證

建立整車結構以及聲腔有限元模型，通過模型計算出整車車內聲腔模態以及各部件結構模態。模型包括了白車身、四門兩蓋、內外飾及底盤等部件的有限元模型，平均網格尺寸為6 mm；同時還包含了四門和乘員艙內聲腔模型，網格尺寸為30 mm；模型中共有約380 萬網格單元。整車有限元模型如圖9所示，車身聲腔模態仿真結果和部分部件模態陣型分別如圖10，11 所示。

圖9 整車有限元模型Fig.9 Vehicle finite element model

圖10 車身聲腔模態仿真結果Fig.10 Simulation results of body cavity modal

圖11 部分部件模態陣型 Fig.11 Modal formation of partly components

各部件模態頻率仿真試驗對比見表2，可以看出，各部件仿真計算出的模態頻率與試驗結果誤差都在5%以內，驗證了模型的準確性。

表2 各部件模態頻率仿真試驗對比Tab.2 Simulation results are compared with the experimental results for each components modal frequency

2.2 改進方案分析

在有限元模型中對關鍵部件進行加強。改善方案如圖12 所示。在前圍板增加2 塊加強板，落水槽處增加1 塊加強板，以達到降低部件振動靈敏度的目的。副車架上增加4 條加強梁，在降低振動靈敏度的同時大幅提高下拉桿懸置的安裝點動剛度。

圖12 關鍵部件改善方案Fig.12 Improvement plan of important components

對下拉桿懸置進行了如下更改：x向動剛度從240 N/mm 提升到310 N/mm；y向尺寸減少30%；整體質量降低0.4 kg；模態頻率從124 Hz 提升到170 Hz。所有改進方案共計增加整車質量8.6 kg，對整車動力性、燃油經濟性幾乎無影響。

改善前后整車關鍵部件的振動靈敏度對比如圖13 所示。由圖可以看出：在特征頻率范圍內，前圍板到車內的NTF 從40 dB 降低到30 dB 附近；落水槽到車內的NTF 從67 dB 降低到50 dB；副車架加強后，在120 和150 Hz 這2 個頻率點到車內的NTF 降低了約7 dB；下拉桿懸置的安裝點位置的動剛度分別從1.3 和10 kN/mm 提升到2.9 和22 kN/mm，改進效果明顯。

圖13 改善前后關鍵部件的振動靈敏度對比Fig.13 Vibration sensitivity of important components before and after improvement

3 實車驗證

為了驗證仿真分析的結果，將各部件改制方案進行裝車驗證。

按照模態測試方案在各部件安裝傳感器，在3個懸置安裝點位置用激振器進行激勵，模擬動力總成激勵。改進前后前艙振動靈敏度對比如圖14 所示。由于存在模態耦合的部件加強，模態頻率增高，遠離了發動機工作轉速的激勵頻率范圍。結構的加強也會降低零件在模態頻率處的振動響應，因此不會引起其他頻率點的噪聲問題。在120～160 Hz 頻率段，整車前艙的振動響應靈敏度下降了約60%，動剛度得到明顯提升。

圖14 改進前后前艙振動靈敏度對比Fig.14 Vibration sensitivity of front cabin before and after improvement

改進前后車內聲壓對比見圖15。與改善前相比，3.6 kr/min 附近聲壓降低8 dB，4.4～4.8 kr/min范圍內聲壓降低9 dB，駕駛員主觀分析無抱怨，改善效果明顯。整個加速范圍內（2～6 kr/min）駕駛員側聲壓基本滿足目標值，較好解決了加速噪聲問題。

圖15 改進前后車內聲壓對比Fig.15 Sound pressure in vehicle before and after improvement

4 結論

1）建立了動力總成到車內的噪聲傳遞路徑理論模型，分析了傳遞路徑上影響車內噪聲的主要因素。通過分析整車加速過程中車內聲壓以及懸置振動數據，確定了噪聲的頻率特征。

2）對整車傳遞路徑各部件進行模態及NTF 測試，試驗結果表明：整車在123 和158 Hz 處存在聲腔模態，與車內噪聲問題頻率一致；下拉桿懸置、副車架及前圍板等部件在這些頻率附近都有模態，整車存在嚴重的模態耦合；落水槽到車內響應靈敏度較高。上述部件對車內噪聲存在影響。

3）建立了整車的結構及聲腔有限元模型，仿真得到了整車各部件的模態。與實車試驗結果進行對比發現，各部件模態仿真與試驗誤差均在5%以內。利用有限元模型對各部件進行改進，結果表明：在特征頻率范圍內，前圍板、副車架到車內NTF 下降約7～10 dB；落水槽到車內NTF 下降約15 dB；下拉桿安裝點動剛度明顯提升。

4）將各部件的改制方案進行裝車驗證。改進后整車前艙的振動響應靈敏度下降了約50%，車內噪聲明顯改善，駕駛員右耳處噪聲特征頻率位置的聲壓降低了8～9 dB。