楊喜岷,張 碩，匡小紅

(中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122)

1 引 言

隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人們對汽車的舒適性要求越來越高。顧客在選擇汽車時，更加關(guān)注汽車的舒適性。汽車NVH即噪聲(Noise)、振動(Vibration)與聲振粗糙度(Harshness)，是衡量整車性能的重要指標(biāo)之一。統(tǒng)計資料顯示，整車約有1/3的問題與NVH相關(guān)。因此，各大主機廠對NVH性能越來越來重視，有近20%的研發(fā)費用用于整車NVH研究與開發(fā)，以提高整車產(chǎn)品的品質(zhì)和市場競爭力。

2 傳遞路徑分析基本原理

傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis，簡稱TPA)是汽車NVH工程分析和科學(xué)研究的一種方法，其基本思想來源于線性系統(tǒng)的思想。假設(shè)一輛汽車受m個激勵力的作用，每個激勵力都有x、y、z三個方向分量(下面分別用k=1,2,3表示)，每一激勵力分量都對應(yīng)著n個特定的傳遞路徑，那么這個激勵力分量和對應(yīng)的某個傳遞路徑就產(chǎn)生一個系統(tǒng)響應(yīng)分量。以車內(nèi)噪聲聲壓作為系統(tǒng)響應(yīng)，這個聲壓分量可以表示為：

Pmnk=Hmnk(ω)·Fnk(ω)

其中，Hmnk為傳遞函數(shù)，F(xiàn)nk是激勵力的頻譜。

車內(nèi)噪聲聲壓受某個激勵力作用，傳遞過來的所有聲壓成分之和可表示為：

車內(nèi)噪聲受所有激勵力作用，傳遞過來的所有聲壓成分之和可表示為：

激勵力如果直接作用在車身，所對應(yīng)的傳遞函數(shù)就是車身傳遞函數(shù)；激勵力如果直接作用在車軸，所對應(yīng)的傳遞函數(shù)就是從車軸到車身、再到車內(nèi)聲場的傳遞函數(shù)。傳遞路徑分析中，首先需要明確所需分析的激勵點，這要視不同性質(zhì)的問題而定。

3 加速轟鳴聲優(yōu)化

3.1 問題描述

某SUV車型在樣車NVH調(diào)校階段主觀評價發(fā)現(xiàn)，全油門加速工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在3100rpm左右時，駕駛員位置能明顯感受到較大的轟鳴聲，嚴重影響駕駛和乘坐舒適性。該車如按照目前的狀態(tài)投入市場，必將引起顧客的抱怨，影響顧客對品牌的認可度。因此，需要對該問題進行優(yōu)化，提升加速噪聲品質(zhì)。

結(jié)合客觀測試數(shù)據(jù)，3擋全油門，從1000rpm加速至5000rpm進行掃頻，車內(nèi)噪聲測試結(jié)果如圖1所示。當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到3100rpm左右時，車內(nèi)噪聲達到71dB(A)，與主觀評價吻合，該問題點主要由發(fā)動機4階噪聲過大引起。

圖1 車內(nèi)噪聲Overall及階次噪聲

3.2 原因分析

根據(jù)傳遞路徑基本原理，整車NVH優(yōu)化的總體思路為：源頭——傳遞路徑——響應(yīng)。從主觀評價和測試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，該轟鳴聲只與發(fā)動機轉(zhuǎn)速相關(guān)，而擋位和車速對轟鳴聲問題點頻率無關(guān)，車輛負載對轟鳴聲頻率無影響，只與轟鳴聲幅值大小相關(guān)；確認轟鳴聲的激勵源頭為動力總成。車內(nèi)轟鳴的激勵及對應(yīng)的傳遞路徑如圖2所示。

圖2 車內(nèi)轟鳴的激勵及對應(yīng)的傳遞路徑

通過對源頭逐一測試分析，排除了進排氣噪聲及路面激勵的影響。對動力總成振動進行測試時發(fā)現(xiàn)，在全油門加速工況下，動力總成殼體上存在200～215Hz的共振，如圖3所示。在模態(tài)實驗室對動力總成進行模態(tài)測試時，發(fā)現(xiàn)動力總成存在208Hz的模態(tài)，如圖4所示，即源頭上存在相應(yīng)的模態(tài)，在發(fā)動機激勵下產(chǎn)生共振。

圖3 動力總成振動

圖4 動力總成模態(tài)

通過對樣車進行NVH摸底，對傳遞路徑進行逐一測試分析，發(fā)現(xiàn)“動力總成——后懸置——前副車架——車身”這條傳遞路徑存在明顯的頻率特征，與車內(nèi)問題點吻合，初步確認該傳遞路徑為轟鳴聲的主要傳遞路徑。初步確定傳遞路徑后，對后懸置安裝點進行聲振傳遞函數(shù)(NTF)測試，如圖5所示。從圖上可看出，195～230Hz頻率段靈敏度較高，達到62dB，超出55dB的設(shè)計要求。對副車架及副車架與車身接附點車身側(cè)振動進行測試，如圖6、圖7所示，副車架本體與副車架車身接附點的振動特征一致，該特征與車內(nèi)轟鳴聲頻率吻合。

圖5 后懸置安裝點聲振傳遞函數(shù)(NTF)

圖6 副車架振動及階次

圖7 副車架車身接附點振動及階次

從上述分析可知，激勵源存在共振，路徑也存在振動特征，即傳遞至車身之前均存在4階共振，且振動經(jīng)過傳遞路徑后進一步變大，引起路徑振動放大可能是路徑存在相應(yīng)的模態(tài)以及懸置隔振率不足導(dǎo)致。按以上思路分別對副車架加配重和改變懸置動剛度進行驗證，測試結(jié)果如圖8、圖9所示?？梢钥闯觯避嚰芗优渲睾?，3100rpm轟鳴聲車內(nèi)4階噪聲降低7dB(A)，而改變懸置動剛度對車內(nèi)噪聲無影響，說明副車架對加速轟鳴有一定的影響。

圖8 副車架加配重驗證

圖9 改變懸置動剛度驗證

根據(jù)以上試驗結(jié)果，對副車架進行整車狀態(tài)下模態(tài)試驗，如圖10所示。通過模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)副車架存在210Hz的垂向彎曲模態(tài)，即在加速工況下，當(dāng)轉(zhuǎn)速達到3100rpm左右時，副車架在發(fā)動機激勵下產(chǎn)生共振。

圖10 副車架模態(tài)

利用CAE仿真技術(shù)對聲腔模態(tài)進行計算，結(jié)果如表1、圖11所示。可以看出，在210Hz附近的聲腔模態(tài)比較密集，發(fā)動機和副車架在相應(yīng)的轉(zhuǎn)速頻率下均存在共振，振動傳遞至車身，由于車身與聲腔的相互作用，轟鳴聲程度會進一步加劇。

表1 聲腔模態(tài)計算結(jié)果

圖11 車內(nèi)聲腔模態(tài)

3.3 制定優(yōu)化方案

由于動力總成是比較成熟的平臺，裝配了多款車型，其他車型均未出現(xiàn)該問題，如對動力總成進行優(yōu)化，涉及到優(yōu)化周期較長、成本較大以及整個平臺的切換，因此，暫不考慮對源頭進行優(yōu)化。而聲腔模態(tài)在車型尺寸空間確定以后就幾乎無法改變，因此，也不考慮對聲腔模態(tài)進行優(yōu)化。為此，針對該問題，優(yōu)化思路為對傳遞路徑進行優(yōu)化，即降低副車架對車身和聲腔組成的系統(tǒng)的靈敏度。

結(jié)合行業(yè)工程經(jīng)驗，通常在副車架本體上增加動態(tài)吸振器可有效降低振動對車內(nèi)的傳遞。動態(tài)吸振器的原理是在振動物體上附加質(zhì)量彈簧系統(tǒng)，附加系統(tǒng)對主系統(tǒng)的作用力正好平衡了主系統(tǒng)上的振動。該車型副車架的模態(tài)頻率為210Hz，因此需要在副車架上設(shè)計相應(yīng)頻率的動態(tài)吸振器。動態(tài)吸振器安裝位置如圖12所示。

圖12 動態(tài)吸振器安裝位置

圖13 同頻率不同質(zhì)量的吸振器

通過在副車架上安裝相同頻率不同質(zhì)量(1kg、1.5kg、2kg)的吸振器(如圖13所示)進行實車驗證，以便確認最佳的吸振效果，測試結(jié)果如圖14所示。從圖上對比可以看出，增加2kg的動態(tài)吸振器對副車架振動有明顯的改善效果，4階振動峰值降低0.132g，車內(nèi)3100rpm的轟鳴聲4階噪聲降低8dB(A)，轟鳴聲得到有效解決。

圖14 加不同質(zhì)量動態(tài)吸振器和原狀態(tài)對比

4 結(jié) 論

本文根據(jù)傳遞路徑分析方法，對車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生的原因進行了系統(tǒng)分析，確定激勵源動力總成在問題點存在共振，發(fā)動機的激勵激起副車架的模態(tài)，引起路徑共振，加上在210Hz附近的聲腔模態(tài)比較密集，且副車架至車內(nèi)的聲振靈敏度較高，最終導(dǎo)致在相應(yīng)的轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生轟鳴聲。根據(jù)工程經(jīng)驗并結(jié)合項目開發(fā)進展，最終確定在副車架上增加210Hz質(zhì)量為2kg的動態(tài)吸振器，成功地解決了車內(nèi)轟鳴聲問題。