付玉成，韓 濤，孫守富，張 維

（中汽研汽車檢驗(yàn)中心 （天津）有限公司，天津 300399）

汽車噪聲與振動(dòng)是衡量汽車好壞的一項(xiàng)非常重要的指標(biāo)，顧客對汽車的舒適性要求越來越高，每個(gè)國家對噪聲污染的控制越來越嚴(yán)，因此噪聲與振動(dòng)的大小決定了一輛汽車在市場上的前景［1］。其中車內(nèi)噪聲評價(jià)是噪聲與振動(dòng)評價(jià)的重要方面。車輛處于怠速工況時(shí)常常出現(xiàn)共振問題，表現(xiàn)為車內(nèi)噪聲大以及車身零部件振動(dòng)大，影響乘坐舒適性［2］。

本文首先介紹了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析基本理論，然后針對某款車型怠速工況，車內(nèi)噪聲偏大且耳壓感強(qiáng)烈的問題，結(jié)合主觀評價(jià)和客觀測試結(jié)果，初步判斷是車身大型板件模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速二階頻率相近，引起板件大幅振動(dòng)，導(dǎo)致乘員艙膨脹-收縮產(chǎn)生強(qiáng)烈耳壓感。進(jìn)一步對車身大型板件進(jìn)行實(shí)車模態(tài)試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)后背門的一階彎曲模態(tài)很低，易被發(fā)動(dòng)機(jī)怠速二階頻率激勵(lì)引起共振。通過調(diào)整后背門限位裝置壓縮量，來降低后背門振動(dòng)幅值。最后經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證及主觀評價(jià)，車內(nèi)噪聲優(yōu)化效果明顯，耳壓感消失。

1 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析基本理論

試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的主要原理是：測量結(jié)構(gòu)上某些點(diǎn)的動(dòng)態(tài)輸入力和輸出響應(yīng)，然后將測量得到的數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換成頻響函數(shù)，再從測得的頻響函數(shù)中估計(jì)系統(tǒng)的頻率、阻尼和振型。大多數(shù)情況下，需要研究的系統(tǒng)都是由無窮多個(gè)質(zhì)量、剛度和阻尼構(gòu)成的連續(xù)組合體，其運(yùn)動(dòng)微分方程為：

式中：［M］——質(zhì)量矩陣；［C］——阻尼矩陣；［K］——?jiǎng)偠染仃?；{f（t）}——力向量；{x（t）}——響應(yīng)向量。

對式 （1）進(jìn)行拉氏變換，并且假定初始位移和初始速度為0，得到：

式中：［Z（p）］——?jiǎng)觿偠染仃嚒?/p>

式 （2）變換形式，得到：

式中：［H（p）］=［Z（p）］-1——傳遞函數(shù)矩陣。

動(dòng)剛度矩陣［Z（p）］的行列式，叫做系統(tǒng)的特征方程，它的根即為系統(tǒng)極點(diǎn)，決定系統(tǒng)的阻尼因子和阻尼固有頻率。

特征值對應(yīng)著一組特征向量，由特征向量又可以引出模態(tài)振型向量。一般情況下，模態(tài)振型向量都含有復(fù)值模態(tài)位移，因而它們的元素相位可能不同。在對應(yīng)的極點(diǎn)上使得系統(tǒng)方程式中的力向量等于0。引入留數(shù)的概念，傳遞函數(shù)即可以寫成部分分式形式：

式中：λr、λ*r——傳遞函數(shù)的極點(diǎn)，后者為前者的共軛；［A］r和［A］*r——留數(shù)矩陣。

根據(jù)留數(shù)定理及互易性原理，傳遞函數(shù)矩陣可以寫成：

式中：Qr——比例換算因子；{Ψ}r——模態(tài)振型向量；{Ψ}Tr——{Ψ}r的轉(zhuǎn)置。

于是各留數(shù)矩陣為：

根據(jù)以上試驗(yàn)?zāi)B(tài)基本原理［3］可知，頻響函數(shù)矩陣是對稱的，因此只要測試頻響函數(shù)矩陣的一行或是一列 （注意參考點(diǎn)不能位于某一階模態(tài)的節(jié)點(diǎn)上）就可以識(shí)別出所有模態(tài)參數(shù)。

2 問題描述及分析

對該樣車進(jìn)行主觀評價(jià)，怠速工況車內(nèi)噪聲偏大且耳壓感強(qiáng)烈，利用LMS測試系統(tǒng)進(jìn)行噪聲測量，發(fā)現(xiàn)導(dǎo)致車內(nèi)噪聲大且耳壓感強(qiáng)烈的頻率成分在24Hz左右，駕駛員右耳噪聲為44.20dB （A），在24Hz處噪聲為42.91dB （A），噪聲頻譜如圖1所示?；谠囼?yàn)結(jié)果與耳壓感強(qiáng)烈的主觀感受，初步判斷為怠速二階頻率 （怠速轉(zhuǎn)速為720r／min左右）與乘員艙大型板件 （如車門、頂棚等）模態(tài)相近，板件的大幅振動(dòng)引起乘員艙膨脹-收縮導(dǎo)致人耳壓迫感強(qiáng)烈。建議對車身大型板件進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，分析板件的振動(dòng)與怠速車內(nèi)噪聲的相關(guān)性。

圖1 怠速工況駕駛員右耳噪聲頻譜

3 優(yōu)化方案

3.1 測試板件的實(shí)車模態(tài)

試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析過程中，試驗(yàn)結(jié)構(gòu)的支承方式主要有自由懸掛、剛性支承和實(shí)際工作狀態(tài)支承3種，其中實(shí)際工作狀態(tài)支承，考慮的是結(jié)構(gòu)在工作條件下的動(dòng)態(tài)特性，更具實(shí)際意義。目前應(yīng)用最多的是比利時(shí)LMS公司提出的Polymax模態(tài)分析法［4］，Polymax法優(yōu)于其他模態(tài)參數(shù)識(shí)別方法，穩(wěn)態(tài)圖更加清晰、穩(wěn)定，對密集模態(tài)及強(qiáng)阻尼結(jié)構(gòu)也能很好地辨識(shí)［5-6］。對車身大型板件進(jìn)行實(shí)車模態(tài)試驗(yàn)［7］，主要包括車門、頂棚、后背門、后側(cè)圍、后地板、后輪罩等部件，具體測試結(jié)果如表1所示，分析可知。

表1 車身板件模態(tài)頻率

1）除后背門外，車身其他板件的模態(tài)頻率與怠速二階頻率相差較遠(yuǎn)，而后背門可能會(huì)產(chǎn)生怠速共振。

2）初步鎖定后背門為主要問題部件，考慮從兩方面解決：一是降低后背門在怠速工況下的振動(dòng)幅值，進(jìn)而減小對車內(nèi)空氣的壓縮，實(shí)現(xiàn)減小對車內(nèi)噪聲影響的目的；二是通過調(diào)整后背門結(jié)構(gòu)參數(shù)來實(shí)現(xiàn)模態(tài)避頻。

3.2 降低后背門的振動(dòng)幅值

發(fā)動(dòng)機(jī)通過懸置將激勵(lì)傳遞到車身，然后傳遞到后背門［8］。為了降低后背門振動(dòng)幅值，可以改變激勵(lì)源或是傳遞路徑，因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)已定，因此考慮通過更換懸置，將懸置剛度降低，來減小發(fā)動(dòng)機(jī)對后背門的激勵(lì)。原車后懸置動(dòng)剛度為180N／mm，現(xiàn)調(diào)整為160N／mm。對比更換懸置前后車內(nèi)噪聲的變化，如圖2所示，可以看出改變后懸置動(dòng)剛度后，駕駛員右耳噪聲在24Hz處下降5.4dB（A），整個(gè)頻帶內(nèi)下降2.76dB（A），降噪效果明顯，但主觀評價(jià)耳壓感依然存在。

圖2 更換懸置前后駕駛員右耳噪聲頻譜對比

3.3 調(diào)整后背門的模態(tài)頻率

控制車身局部模態(tài)的主要方法有：提高剛度、阻尼處理、增加動(dòng)力吸振器，考慮到通過提高剛度或加動(dòng)力吸振器來改變后背門的固有頻率，設(shè)計(jì)開發(fā)周期較長，因此本文主要采用貼阻尼片的方式，調(diào)整后背門模態(tài)頻率。黏貼位置為后背門中部對稱位置兩塊，具體驗(yàn)證結(jié)果如圖3所示。后背門黏貼阻尼片后在24Hz處駕駛員右耳噪聲下降3.52dB（A），但整個(gè)頻帶內(nèi)駕駛員右耳噪聲變化不大，主觀評價(jià)，耳壓感依然明顯，故需要繼續(xù)采取其他措施。

圖3 貼阻尼片前后駕駛員右耳噪聲頻譜對比

除此之外，零部件的安裝方式，即邊界條件對零部件的實(shí)車模態(tài)頻率也有很大的影響。本文通過對后背門進(jìn)行不同工況下的實(shí)車模態(tài)試驗(yàn)，驗(yàn)證了邊界條件不同對后背門實(shí)車模態(tài)頻率影響很大。具體情況為：后背門處于二道鎖閉狀態(tài)和后背門兩側(cè)用海綿夾緊狀態(tài)，分別測試后背門的模態(tài)頻率，試驗(yàn)結(jié)果如表2所示。

后背門與車身主要通過車門鉸鏈連接，利用緩沖塊來減小關(guān)閉時(shí)沖擊和振動(dòng)，而限位裝置則用來限制后背門的振動(dòng)。以上三者會(huì)影響后背門的實(shí)車模態(tài)，由于更改鉸鏈結(jié)構(gòu)需要時(shí)間較長，所以本文將依次調(diào)整緩沖塊長度和限位塊的厚度，驗(yàn)證對后背門模態(tài)的影響。原車緩沖塊懸出長度為19mm，將其加長到22mm和25mm，縮短至最小位置，對比這4種狀態(tài)下駕駛員右耳噪聲變化情況，試驗(yàn)結(jié)果如圖4所示，其中緩沖塊懸出長度為22mm時(shí)，效果改善最明顯，在24Hz處駕駛員右耳噪聲下降2.99dB（A），整個(gè)頻帶內(nèi)下降1.81dB（A），但主觀評價(jià)耳壓感依然存在。

表2 不同工況后背門模態(tài)頻率

圖4 調(diào)整緩沖塊前后駕駛員右耳噪聲頻譜對比

限位裝置由限位塊和楔形塊組成，分別安裝在后背門和車身上，如圖5所示，后背門關(guān)閉時(shí)，兩者接觸并配合達(dá)到減振和降噪的效果［9］。調(diào)整后背門側(cè)限位塊尺寸，使二者壓縮量至1.5mm（原車為0.9mm），對比優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲大小，如圖6所示，駕駛員右耳較優(yōu)化前降低了4.65dB（A），在24Hz處降低10.11dB（A），主觀評價(jià)，怠速聲音正常，耳壓感消失。

圖5 限位裝置實(shí)物圖

4 結(jié)束語

本文主要是針對某款車型怠速工況，車內(nèi)噪聲偏大且耳壓感強(qiáng)烈的問題，在問題識(shí)別和解決過程中，得到以下結(jié)論。

1）根據(jù)怠速車內(nèi)駕駛員右耳頻譜圖可知，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲大且耳壓感強(qiáng)烈的頻率成分在24Hz左右，初步判斷是怠速二階頻率與乘員艙大型板件 （如車門、頂棚等）模態(tài)相近，耳壓感強(qiáng)烈是由于車身大型板件被怠速二階頻率激勵(lì)引起乘員艙膨脹-收縮，對車身大型板件進(jìn)行實(shí)車模態(tài)試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)后背門的一階彎曲模態(tài)很低，易被發(fā)動(dòng)機(jī)怠速二階激勵(lì)引起共振。

圖6 調(diào)整限位塊前后駕駛員右耳噪聲頻譜對比

2）解決后背門共振問題有兩種途徑：一是減小發(fā)動(dòng)機(jī)對后背門的激勵(lì)，降低后背門在怠速工況下的振動(dòng)幅值，二是通過調(diào)整后背門結(jié)構(gòu)參數(shù)來實(shí)現(xiàn)模態(tài)避頻。分別通過更換后懸置和黏貼阻尼片途徑，使車內(nèi)噪聲水平有不同程度的下降，然而耳壓感問題未解決。

3）通過試驗(yàn)證實(shí)，改變邊界條件對零部件的實(shí)車模態(tài)頻率有很大影響，最終通過調(diào)整后背門限位裝置壓縮量，使后背門處于壓緊狀態(tài)，車內(nèi)噪聲下降明顯，耳壓感消失。

4）在以上問題解決中，試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析起到了主要作用，主要表現(xiàn)在確定共振部件，驗(yàn)證邊界條件對實(shí)車模態(tài)的影響，最終使問題得以解決。