盧小銳，馬俊達，王暉，王洋

（華晨汽車工程研究院NVH工程室，遼寧 沈陽 110141）

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某車用動力總成激勵對駕駛室內振動噪聲影響的分析及優(yōu)化

盧小銳，馬俊達，王暉，王洋

（華晨汽車工程研究院NVH工程室，遼寧 沈陽 110141）

摘 要：動力總成激勵引起的低頻結構噪聲對駕駛室內振動噪聲影響較大，應在車輛開發(fā)前期進行控制。文章講述了某車型開發(fā)前期，通過試驗與仿真相結合的手段，控制動力總成激勵對駕駛室內振動噪聲影響的過程。通過仿真計算預測存在風險的結構并進行優(yōu)化，滿足整車NVH目標要求，減少后期實車驗證階段的工作。

關鍵詞：動力總成；激勵力；NVH

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.02.002

CLC NO.: U471.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2016)02-05-03

前言

在汽車開發(fā)過程中，車輛的NVH性能已成為重要的設計指標，也是用戶所關心的整車性能指標之一。車身受到的激勵力很多，有來自輪胎的不平衡動態(tài)力、路面激勵、發(fā)動機燃燒激勵、發(fā)動機和傳動系統(tǒng)旋轉部件不平衡力，以及由部件相對運動產生的動態(tài)作用力等。這些力直接或間接作用于車身，導致車身振動，從而向車內輻射噪聲。

動力總成是汽車的主要組成部分之一，它為汽車行駛提供動力，同時也是汽車的主要噪聲、振動源。發(fā)動機工作時產生的慣性激勵力以及不平衡力等，引起車內板件振動，向車內乘坐艙輻射中低頻的結構噪聲。傳統(tǒng)的吸聲、隔聲等聲學包裝主要針對中高頻的空氣噪聲，對降低中低頻的結構噪聲效果甚微。因此如何降低動力總成激勵引起的中低頻結構噪聲是汽車NVH的重要研究內容[1]。

本文以某車型為例，論述了在整車開發(fā)前期，通過試驗與仿真相結合的手段控制動力總成激勵對駕駛室內振動噪聲影響的過程。在整車NVH開發(fā)前期，按照競品車輛的測試結果設定整車級目標值，并將其分解到各子系統(tǒng)級及零部件級，逐項進行控制，最終滿足整車級目標要求。模型建成后，通過仿真計算得到振動靈敏度及噪聲靈敏度曲線，預測存在風險的結構并進行修改，通過懸置剛度法獲取實際運行工況下的動力總成激勵力，將其加載到仿真模型中，計算車內主要關注點的振動噪聲，并提出具體的優(yōu)化措施，減少后期實車不滿足目標要求的風險。

1、原點動剛度（LDS）

車輛開發(fā)過程中，白車身模型搭建完成后，通過CAE仿真計算車身接附點的原點動剛度。研究表明，反映連接點動剛度的特性的原點導納對室內聲壓響應起主導作用，雖然車身內飾和室內空腔也影響室內聲壓，但若導納特性差則很難通過后期其它優(yōu)化方法來達到提升整車NVH性能的目的。高的接附點動剛度提升了安裝點動剛度和安裝點隔振襯套的剛度比，同時增加了安裝點對發(fā)動機、路面的隔振作用[2]。車身主要接附點有：動力總成懸置安裝點、懸架系統(tǒng)安裝點、排氣系統(tǒng)安裝點等。本文主要考慮動力總成懸置安裝點的原點動剛度，按照公式（1）中的隔振要求，設定懸置安裝點動剛度的目標值。

通過仿真計算發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機懸置三個方向的動剛度均滿足目標值要求，變速器懸置Y、Z向與目標值差距較小，扭力臂懸置Y、Z向動剛度與目標值相差較大，如圖1所示。需要對模型進行修改，調整懸置安裝點的動剛度滿足目標要求。經(jīng)過反復修改，發(fā)現(xiàn)原模型中副車架與縱梁連接的型式較弱，修改模型后扭力臂懸置處的原點動剛度得到提高。

圖1 扭力臂懸置Y、Z向原點動剛度曲線

2、NTF、VTF

基于頻率響應函數(shù)的車內噪聲傳遞路徑分析方法從子結構的頻率響應函數(shù)出發(fā)，在頻率上描述了系統(tǒng)的振動噪聲特性，為汽車噪聲分析與預測等提供了一種快捷、有效的分析方法。此方法將整個系統(tǒng)劃分為幾個獨立的子結構，每個子結構都以頻響函數(shù)來表征其結構特性，各子結構頻率響應函數(shù)通過裝配集合來描述整個結構的動態(tài)特性。在傳遞路徑分析中，將激勵源和響應點視為兩個不同的系統(tǒng)，兩個子系統(tǒng)通過耦合元件連接，每個耦合連接點可以看成是一條傳遞路徑，每一條傳遞路徑表示從激勵源到響應點間能量的傳遞，將每一條傳遞路徑能量疊加就可以表示由激勵源引起的目標點的響應[3]。

車內振動噪聲傳遞路徑比較復雜，在建模過程中結合實際情況對模型進行適當簡化。分析動力總成激勵對車內振動噪聲的影響時，將所分析的Trimmed-body模型看做一個系統(tǒng)，并將其分成兩個子結構。汽車車身（包含乘坐艙）為子結構A，動力總成系統(tǒng)為子結構B。

圖2 傳遞路徑分析原理圖

假如車內噪聲聲壓受動力總成激勵作用，傳遞過來的所有聲壓成分之和可以表示為：

式中，k為激勵的三個方向，n為發(fā)動機懸置個數(shù)。

在NVH性能計算中，我們通常通過振動傳遞函數(shù)（VTF）、聲傳遞函數(shù)（NTF）來確定車身關鍵板的剛度是否達到性能要求。振動傳遞函數(shù)是通過對動力總成懸置點加載單位激勵力，得到駕駛室內響應點的數(shù)據(jù)。各個響應點的峰值對應的模態(tài)頻率由模態(tài)剛度和模態(tài)質量決定，但響應峰值大小則主要受模態(tài)阻尼的控制。聲傳遞函數(shù)主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數(shù)關系，用于評價結構對振動發(fā)聲的靈敏度特性[4]。

應用NASTRAN軟件計算Trimmed-body的有限元模型，在動力總成各懸置位置施加單位力的掃頻激勵，頻率范圍為25～500Hz，通過考慮車身振動與聲腔耦合，計算單位載荷下駕駛室內響應點的變化曲線。振動傳遞函數(shù)前期無法進行評估，待駕駛室內實際響應計算完成后，針對問題頻率，結合振動傳遞函數(shù)閉環(huán)進行結構調整。聲傳遞函數(shù)在頻率范圍內的目標值為55dB，仿真計算得到的駕駛室內噪聲測點的聲傳遞函數(shù)曲線與目標值對比，發(fā)現(xiàn)扭力臂懸置Z向聲傳遞函數(shù)在120～150Hz之間超過目標值。通過優(yōu)化車身結構，降低扭力臂懸置Z向聲傳遞靈敏度。

圖3 扭力臂懸置Z向NTF

3、激勵力

動力總成振動通過懸置激勵車身結構引起的車內噪聲主要是低頻（20～200Hz）噪聲，其激勵主要來自發(fā)動機旋轉運動和上下運動而產生的慣性不平衡力以及由于燃燒而產生的沖擊力。因高次的往復慣性激勵幅值很小，一般不予考慮，故只考慮往復慣性力的前兩個諧波，實際狀態(tài)下，二階慣性激勵引起的車內振動和噪聲響應占主導位置，因此只考慮二階慣性激勵通過車架傳到車身引起的車內結構噪聲。

常用的激勵力獲取方法有三種[5]：

1）懸置剛度法：依據(jù)虎克定律，可得激勵力為：

式中，Xact、Xpas分別為結構主動端

與被動端之位移量；K( ω )為動剛度特性。動剛度特性由測量得到，但測量時要考慮如下幾點：1）正確的預載荷；2）環(huán)境參數(shù)如溫度等的影響；3）按實際運行時的邊界條件進行X，Y，Z三方向激勵。若動剛度特性高，測量得到的主、被動側位移量相同，則此方法不適合使用。

2）逆矩陣法：逆矩陣法假設

被測結構均為線性材料。只要測量得到激勵點之FRF及工況下激勵點的加速度，即可求得各激勵點的激振力。

3）直接測量法：使用力傳感器，直接測量

在車輛或其他零部件運行時被動側在耦合點位置的作用力。大部分情況下，為了確保不破壞原有的邊界條件，耦合點處的工作力估計往往要采用非直接的辦法。

本文選取懸置剛度法得到動力總成激勵力。按照整車NVH設定目標時選取的測試工況，測量競品車動力總成懸置主動側與被動側的加速度，結合懸置動剛度屬性，按照式（3），計算得到整車實際運行工況下動力總成激勵力，如圖4所示。

圖4 動力總成二階激勵力

4、駕駛室內響應分析及優(yōu)化

選取表1所示位置作為駕駛室內振動噪聲響應點。

表1 駕駛室內振動噪聲響應點

將動力總成激勵力加載到模型中，計算駕駛室內響應點的振動噪聲。怠速噪聲受動力總成結構振動傳遞的影響較小，在仿真過程中不做計算。因此，在仿真過程中，主要計算怠速工況下駕駛室內的振動、加速工況下駕駛室內的噪聲及振動。仿真結果如圖5、圖6所示。

從仿真計算結果可以看出，駕駛員內耳噪聲曲線在3000～4300RPM有較大峰值，后排乘客內耳噪聲曲線在2000～3000RPM有較大峰值，有可能會引起駕駛室內轟鳴；且高轉速時聲壓值較大。

圖5 加速工況下駕駛室內聲壓級曲線

圖6 加速工況下方向盤振動曲線

通過傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機懸置Z向、扭力臂懸置Y向的貢獻量較大，是造成駕駛室內聲壓級較大的主要原因。從傳遞路徑上看，發(fā)動機懸置Z向、扭力臂懸置Y向NTF均滿足目標要求；從激勵源分析，發(fā)動機懸置Z向、扭力臂懸置Y向激勵力較大，是造成駕駛室內聲壓級較大的主要原因。

加速工況下，方向盤X、Y、Z向在3500RPM以上時振動較大，通過傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)，扭力臂懸置Z向貢獻量較大。從傳遞路徑上來看，扭力臂懸置Z向在135Hz附近的VTF較大；從激勵源來看，扭力臂懸置Z向激勵力在4000RPM時有較大峰值，可見，激勵源及傳遞路徑均需要進行優(yōu)化，以降低方向盤振動。

怠速工況時，方向盤振動整體滿足整車目標要求，無需進行優(yōu)化。

圖7 副車架連接方式

經(jīng)過上述分析，結合NTF、VTF計算結果，本文對懸置剛度屬性及副車架結構進行修改，增強了副車架的連接方式，如圖7所示。優(yōu)化激勵力及副車架結構后，駕駛室內振動噪聲峰值均得到降低。

5、結論

動力總成激勵引起的中低頻結構振動噪聲是駕駛室內NVH的主要控制內容。在整車開發(fā)前期，如何通過試驗與仿真相結合的手段控制動力總成激勵對駕駛室內振動噪聲的影響有非常重要的意義。在整車開發(fā)過程中，按照NVH開發(fā)流程，在每一個階段將試驗與仿真相結合，預測結構中存在的風險并進行優(yōu)化，在實際工作中具有非常重要的意義。

參考文獻

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[2] 郭榮,萬鋼.車內噪聲傳遞路徑分析方法探討.振動、測試與診斷, 2007,27(3):199-203.

[3] 吳光強，盛云. 基于聲學靈敏度的汽車噪聲聲固耦合有限元分析.機械工程學報,2009,45(3):222-228.

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[5] J. W. Verheij, Inverse and Reciprocity Methods for Machinary Noise Source Characterization and Sound Path Quantification. Part1: Sources, Int. J.Acoust.Vibr.1997,(2):11-20

Analysis and Optimization of Vehicle Vibration and Noise Caused byPowertrain Excitation

Lu Xiaorui, Ma Junda, Wang Hui, Wang Yang
（Brilliance Auto R&D Center NVH Engineering Room, Liaoning Shenyang 110141）

Abstract:Lowfrequency noise and vibration caused by excitation of powertrain have significant influence on interior noise and vibration, it should be controlled in the early stage. This paper represents that in the early stage of a vehicle development, using the way of experiment and simulation to control the influence of vibration and noise of vehicle based on excitation of powertrain, through the simulation to predict risks and optimize structure, to meet the NVH target of vehicle and reduce the work of real vehicle validation.

Keywords:power-train; Excitation; NVH

作者簡介：盧小銳，就職于華晨汽車工程研究院NVH工程室。

中圖分類號：U471.2

文獻標識碼：A

文章編號：1671-7988(2016)02-05-03