呂運川，郭德亮，朱建，張東，劉超

（眾泰汽車工程研究院，浙江 杭州 310000）

前言

近年來隨著SUV 市場快速發(fā)展，四驅(qū)SUV 車型受顧客青睞程度愈來愈高。低速轟鳴聲是四驅(qū)車NVH 性能開發(fā)過程中一種典型常見的噪聲問題，其嚴(yán)重程度直接影響乘客駕乘舒適性和購買意愿。四驅(qū)車轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理和傳遞路徑比較復(fù)雜，常見解決方案是傳動系統(tǒng)匹配雙質(zhì)量飛輪增加扭轉(zhuǎn)減震器或動力吸振器，進(jìn)行懸置、進(jìn)排氣系統(tǒng)匹配，底盤系統(tǒng)增加動力吸振器以及車身結(jié)構(gòu)件加強(qiáng)增加質(zhì)量塊等。文獻(xiàn)[1]研究在前傳動軸采用伸縮型等速節(jié)將車內(nèi)轟鳴降低5.1dB (A)。文獻(xiàn)[2]研究通過優(yōu)化離合器扭轉(zhuǎn)剛度和傳動軸直徑，降低由動力傳動系統(tǒng)扭振引起的車內(nèi)轟鳴2.0dB(A)。文獻(xiàn)[3]分析在后橋上設(shè)計匹配動力吸振器有效降低2 階轟鳴5.0dB (A)。

本文針對某四驅(qū)SUV 低轉(zhuǎn)速加速轟鳴，綜合運用轉(zhuǎn)速波動測試、CAE 分析以及整車模態(tài)匹配找出問題根源，在副車上設(shè)計動力吸振器、在前頂棚橫梁匹配質(zhì)量塊進(jìn)而解決了車內(nèi)轟鳴。并提出了一種TCU(Transmission Control Unit)變速箱控制單元換擋策略標(biāo)定方法可用于快速有效解決車內(nèi)轟鳴。

1 問題提出

問題車輛在4 檔加速時1400rpm 和1700rpm 左右存在明顯轟鳴聲，壓耳感較強(qiáng)烈，5 檔以上檔位越高越嚴(yán)重，客戶主觀評價引起極大抱怨。

2 試驗結(jié)果分析與噪聲源確定

2.1 道路摸底測試

采集四擋全油門加速車內(nèi)噪聲2 階曲線，如圖1 所示，在1400rpm 和1700rpm 左右前排2 階噪聲分別超出目標(biāo)值7.0dB(A)和5.0dB(A)，主觀評價車內(nèi)轟鳴聲嚴(yán)重，壓耳感強(qiáng)烈，引起乘員極大抱怨。1400rpm 和1700rpm 對應(yīng)發(fā)動機(jī)2階激勵頻率分別為46.7Hz、56.7Hz。

圖1 四檔加速駕駛員右耳2 階聲壓級曲線

2.2 噪聲源確定

調(diào)校樣車初期階段對整車進(jìn)行了大量的子系統(tǒng)模態(tài)測試。第一步從整車模態(tài)匹配表中查找與問題頻率相近或吻合的系統(tǒng)模態(tài)頻率值，見表1。

從表1 分析，傳動系存在39.4Hz、42.9Hz 和58.8Hz 模態(tài)，副車架存在44.7Hz 繞整車Y 軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)。初步懷疑1400rpm 轟鳴是傳動系扭振或發(fā)動機(jī)2 階激勵通過后傳動軸傳遞至RDU(后橋差速器單元)及后副車架，將后副車44.7Hz Ryy 剛體模態(tài)激發(fā)出來，與49Hz 一階縱向聲腔模態(tài)和前門外板43.9Hz 模態(tài)耦合形成。1700rpm 轟鳴是發(fā)動機(jī)2 階激勵將頂棚前橫梁二階模態(tài)53Hz 激發(fā)出來與車內(nèi)聲腔模態(tài)49Hz耦合形成轟鳴。

表1 系統(tǒng)模態(tài)表

2.2.1 傳動系轉(zhuǎn)速波動測試

汽車動力傳動系統(tǒng)是一個復(fù)雜的多自由度扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，當(dāng)外界激勵的頻率與動力傳動系統(tǒng)扭振系統(tǒng)的頻率一致時就發(fā)生了扭轉(zhuǎn)共振，此時振幅急劇增大，傳動軸工作在非正常狀態(tài)，從而引起車內(nèi)噪聲與振動[4-5]。

為了確定傳動系統(tǒng)是否存在扭振對四驅(qū)系統(tǒng)進(jìn)行轉(zhuǎn)速波動測試，本SUV 四驅(qū)傳動系統(tǒng)見圖2。在分動器與后傳動軸彈性聯(lián)軸器連接處（取名Front）以及后傳動軸等速節(jié)與RDU連接處（取名Rear）布置光電傳感器試驗測試樣車轉(zhuǎn)速波動情況，布點見圖3。

圖2 四驅(qū)傳動系示意圖

圖3 光電傳感器布置圖

圖4 2 階轉(zhuǎn)速波動測試結(jié)果

在對轉(zhuǎn)速波動測試時，同步監(jiān)測了后副車架和RDU 的本體振動，見圖5 和圖6。

圖5 RDU 本體2 階振動

圖6 后副車架本體2 階振動

從圖4 至圖6 數(shù)據(jù)分析可知，傳動系在1400rpm 存在轉(zhuǎn)速波動峰值，且后副車架在1400rpm 存在振動峰值，表明1400rpm 振動峰值有可能是傳動系統(tǒng)扭振引起。由于Front 端的波動峰值大于Rear 端，為了進(jìn)一步斷定是否由傳動系統(tǒng)扭振引起后副車架振動峰值。在Front 端匹配47Hz 扭轉(zhuǎn)減振器驗證車內(nèi)噪聲峰值和RDU、后副車架振動峰值是否有降低。

圖7 扭轉(zhuǎn)減震器示意圖

Front 端增加47Hz 扭轉(zhuǎn)減震器后，見圖7。結(jié)果圖8 至圖10 車內(nèi)1400rpm 和1700rpm 峰值無改善，RDU 和后副車架本體振動亦無明顯改善。由此可判斷車內(nèi)轟鳴不是傳動系扭振引起。

圖8 扭轉(zhuǎn)減震器車內(nèi)2 階噪聲驗證效果

圖9 RDU 本體2 階振動對比

圖10 后副車架本體2 階振動對比

2.2.2 后副車架增加吸振器驗證

通過傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速波動測試分析，得出車內(nèi)轟鳴不是傳動系扭振引起。從子系統(tǒng)模態(tài)表中知后副車架模態(tài)存在44.7Hz Ryy 的剛體模態(tài)，見圖11。且路試試驗測試后副車架本體振動上存在1400rpm 峰值，故從后副車架這條傳遞路徑上增加45Hz、質(zhì)量3.5Kg Damper 驗證轟鳴是否由副車架共振引起。后副車架Damper 示意圖及聲腔模態(tài)CAE 分析結(jié)果見圖12。

圖11 后副車架Ryy 模態(tài)

圖12 后副車架Damper 及一階縱向聲腔模態(tài)示意圖

從圖13 和圖14 測試結(jié)果看，副車架增加45Hz Damper后1400rpm 峰值降低5.9dB(A)。主觀評價轟鳴改善明顯。副車架本體在1400rpm 峰值由0.4g 降至0.2g。前門外板存在43.9Hz 模態(tài)，在門外板增加質(zhì)量塊驗證車內(nèi)噪聲無變化。因此可確定1400rpm 轟鳴是發(fā)動機(jī)2 階激勵通過后傳動軸傳遞至RDU 及后副車架，將后副車架44.7Hz Ryy 剛體模態(tài)激發(fā)出來，與車內(nèi)49Hz 一階縱向聲腔模態(tài)耦合形成。

圖13 后副車架增加Damper 車內(nèi)2 階噪聲對比結(jié)果

圖14 加Damper 后副車架本體2 階振動對比結(jié)果

2.2.3 CAE 模態(tài)和傳函分析

為了驗證1700rpm 轟鳴是否由發(fā)動機(jī)2 階激勵將頂棚前橫梁二階模態(tài)53Hz 激發(fā)出來與車內(nèi)聲腔模態(tài)49Hz 耦合形成。通過在頂棚前橫梁增加3.0Kg 質(zhì)量塊進(jìn)行BIW（白車身）模態(tài)分析，通過分析結(jié)果判斷頂棚前橫梁模態(tài)頻率是否發(fā)生偏移。同時選取動力總成后懸置安裝點作為激勵力輸入點，選取頂棚前橫梁中點作為響應(yīng)輸出點進(jìn)行VTF 和NTF 傳遞函數(shù)分析，選取點見圖15。圖16 模態(tài)分析結(jié)果模態(tài)頻率由53.2Hz 降低至37.4Hz 并且避頻15.8Hz。圖17 VTF 分析結(jié)果50Hz～60Hz 范圍振動響應(yīng)下降0.033mm/s，圖18 NTF 分析結(jié)果50Hz～60Hz 范圍車內(nèi)噪聲下降7dB。

圖15 白車身激勵（左）與響應(yīng)點（右）示意圖

圖16 頂棚前橫梁模態(tài)分析結(jié)果

圖17 VTF 分析結(jié)果對比

圖18 NTF 分析結(jié)果對比

圖19 前頂棚加3.0Kg 質(zhì)量塊示意圖

圖20 前頂棚加3.0Kg 質(zhì)量塊驗證結(jié)果圖

下一步通過在頂棚前橫梁增加質(zhì)量塊進(jìn)行道路試驗驗證，質(zhì)量塊位置示意圖見圖19。試驗是在后副車架加Damper的基礎(chǔ)上進(jìn)行，如圖20，1700rpm 附近2 階峰值降低5.2dB(A)在目標(biāo)值曲線以下。

2.2.4 TCU 換擋策略標(biāo)定優(yōu)化

主觀評價轟鳴聲時發(fā)現(xiàn)發(fā)動機(jī)低轉(zhuǎn)速區(qū)間，特別是緩油門加速油門開度不大的工況下，變速箱換擋不積極、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速上升緩慢整車提速響應(yīng)滯后，導(dǎo)致在高檔位如5 至8 檔1300rpm 至1800rpm 區(qū)間轟鳴時效長并伴隨強(qiáng)烈的壓耳感。由此可知整車TCU 標(biāo)定對轟鳴聲是有一定影響。因此我們對加速工況降檔轉(zhuǎn)速進(jìn)行調(diào)整，主要是調(diào)整變速箱輸出端轉(zhuǎn)速變化，其轉(zhuǎn)速調(diào)整詳見表2 不同檔位TCU 降檔策略標(biāo)定表。在油門開度不變的情況下把變速箱輸出轉(zhuǎn)速往上提升200rpm～300rpm，如DS43 表示檔位從4 檔降到3 檔，645rpm代表變速箱輸出端的轉(zhuǎn)速，油門開度3.1%時，轉(zhuǎn)速調(diào)高到845rpm 表示TCU 會將換擋轉(zhuǎn)速645rpm 調(diào)高到845rpm 執(zhí)行4 檔降至3 檔的指令，DS54、DS65、DS76、DS87 同理。

圖21 6 檔TCU 標(biāo)定驗證車內(nèi)噪聲Colormap 圖

表2 不同檔位TCU 降檔策略標(biāo)定表

試驗數(shù)據(jù)采集的是D6 檔20%油門開度緩加速數(shù)據(jù)，從圖21 可看出TCU 標(biāo)定后0s～5s 車內(nèi)2 階能量降低明顯，車內(nèi)聲壓級總級降低6.2dB(A)，見圖22，其中0s～5s 緩加速對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速是1250rpm～1600rpm，見圖23。原狀態(tài)Base 深灰虛線，緩油門加速時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速是緩慢上升變速箱未出現(xiàn)換擋，淺灰虛線是TCU 標(biāo)定后的曲線，加速0.5s 左右發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1300rpm 上升至1700rpm，這說明TCU 已經(jīng)執(zhí)行換擋指令檔位由D6 切換至D5 檔，緊接著淺灰虛線轉(zhuǎn)速上升至1900rpm 左右降至1600rpm 檔位由D5 切換至D6，之后發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速同Base 深灰虛線趨勢一樣逐漸爬升。整個過程通過 TCU 降檔提升發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速快速劃過轟鳴轉(zhuǎn)速點1400rpm，避免了高檔位轟鳴聲出現(xiàn)。

圖22 6 檔TCU 標(biāo)定車內(nèi)聲壓總級曲線圖

圖23 6 檔TCU 標(biāo)定前后發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速及車速變化表

3 改進(jìn)措施及效果

根據(jù)以上分析結(jié)果，綜合考慮TCU 標(biāo)定優(yōu)化需對整車動力經(jīng)濟(jì)性、油耗、換擋等性能重新進(jìn)行標(biāo)定，標(biāo)定開發(fā)周期4 個月，不滿足項目上市時間節(jié)點，此方案僅作為備用方案，最終解決方案是在副車技設(shè)計質(zhì)量3.0kg 頻率45Hz 的動力吸振器，并在前頂棚匹配3.0kg 的質(zhì)量塊，見圖24。

圖24 最終解決方案示意圖

最終方案驗證在新裝的試驗車上進(jìn)行，最終優(yōu)化結(jié)果1400rpm2 階峰值改善4.2dB（A），1700rpm2 階峰值降低 6.8dB(A)，主觀評價轟鳴聲改善明顯，壓耳感消失。

圖25 優(yōu)化效果

4 結(jié)論

本文對某四驅(qū)SUV 低速加速1400rpm 和1700rpm2 階轟鳴，綜合運用轉(zhuǎn)速波動測試、CAE 模態(tài)和傳遞函數(shù)分析結(jié)合整車模態(tài)測試匹配表鎖定問題噪聲源，最終得出以下結(jié)論：

（1）1400rpm 轟鳴是發(fā)動機(jī)2 階激勵通過后傳動軸傳遞至RDU 及后副車架，將后副車架44.7Hz Ryy 剛體模態(tài)激發(fā)出來，與49Hz 一階縱向聲腔模態(tài)耦合形成。通過在副車技設(shè)計動力吸振器可將此轟鳴降低4.2 dB(A)。

（2）1700rpm 轟鳴是發(fā)動機(jī)2 階激勵將頂棚前橫梁二階模態(tài)53Hz 激發(fā)出來與車內(nèi)聲腔模態(tài)49Hz 耦合形成。在前頂棚橫梁匹配3.0kg 質(zhì)量塊可將此轟鳴降低6.8dB(A)。

（3）另外，本文還提出了一種TCU 換擋策略標(biāo)定方法可用于快速有效解決1400rpm 轟鳴，轟鳴峰值降低6.2 dB(A)，為解決整車低速轟鳴提供了一種新穎的指導(dǎo)思路。