涂晴，鄧欣，鄧?yán)?，張宏偉，袁振?/p>

1.江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330052；2.江西省汽車噪聲與振動重點(diǎn)實驗室，江西南昌 330052；3.寶雞職業(yè)技術(shù)學(xué)院，陜西寶雞 721000

0 引言

隨著國內(nèi)消費(fèi)生活水平的提高，消費(fèi)者對汽車的要求也越來越高，汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(NVH)已成為消費(fèi)者的重要關(guān)注點(diǎn)。NVH性能給車內(nèi)人員帶來的感受是最直接的，會直接影響消費(fèi)者對車輛的選擇。因此，NVH性能已成為各主機(jī)廠在產(chǎn)品開發(fā)過程中極其重要性能。

加速車內(nèi)轟鳴是車輛行駛過程中較為常見的振動噪聲問題，轟鳴根本原因是共振引起的。當(dāng)汽車出現(xiàn)加速車內(nèi)轟鳴時，易造成車內(nèi)人員耳朵出現(xiàn)壓迫感、頭暈甚至嘔吐等[1]。

劉勝等[2]對車輛加速過程中出現(xiàn)的轟鳴問題，通過試驗相關(guān)測試分析，確定空濾殼體模態(tài)偏低是導(dǎo)致加速轟鳴主要原因，同時通過CAE對其模態(tài)進(jìn)行提升，實車上驗證轟鳴改善明顯。劉鋼等[3]在通過對中冷器支架進(jìn)行模態(tài)提升，同時改善中冷器橡膠墊的隔振效果，解決了車內(nèi)轟鳴問題。李金錄等[4]通過CAE分析并利用GPA和ODS等診斷方法確定了對車內(nèi)噪聲影響最大的鈑金，通過對鈑金結(jié)構(gòu)優(yōu)化，最終解決了車輛加速過程中車內(nèi)轟鳴問題。

本文針對某商用車在產(chǎn)品開發(fā)樣車階段2擋小油門加速過程中車內(nèi)前排出現(xiàn)轟鳴，壓耳感強(qiáng)烈，嚴(yán)重影響車內(nèi)舒適性。制定轟鳴原因分析魚骨圖，試驗和CAE分析相結(jié)合進(jìn)行排查分析，確定1 600 r/min轟鳴是一個系統(tǒng)性NVH問題，傳動軸和后橋模態(tài)與后板簧左前安裝點(diǎn)NTF峰值頻率耦合，最終造成車內(nèi)轟鳴問題。結(jié)合實際工程成本和工程實施性，最后決定采用后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通方案，降低車身響應(yīng)，使車輛加速在1 600 r/min左右車內(nèi)轟鳴消失。

1 車內(nèi)轟鳴現(xiàn)象與診斷分析

1.1 車內(nèi)轟鳴現(xiàn)象描述

某商用車樣車開發(fā)階段，在NVH試驗道路進(jìn)行主觀駕評，進(jìn)行2擋小油門為加速時前排出現(xiàn)明顯轟鳴，駕駛員壓耳感強(qiáng)烈。進(jìn)一步找出車內(nèi)轟鳴原因，樣車在NVH試驗道路進(jìn)行2擋小油門振動與噪聲測試，利用LMS Test.Lab設(shè)備測試，車內(nèi)麥克風(fēng)布置如圖 1 所示。相關(guān)試驗準(zhǔn)備完成后，在2擋小油門加速工況下對車內(nèi)噪聲進(jìn)行數(shù)據(jù)采集。圖2為車內(nèi)總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線。由圖可以看出，在1 600 r/min附近時有明顯的峰值，且發(fā)動機(jī)四階是主要貢獻(xiàn)量。

圖1 車內(nèi)麥克風(fēng)布置

圖2 車內(nèi)總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線

發(fā)動機(jī)激勵頻率f計算公式為：

(1)

式中：n為轉(zhuǎn)速；i為階次。

依據(jù)LMS Test.Lab所測數(shù)據(jù)，車內(nèi)轟鳴聲是發(fā)動機(jī)在1 600 r/min附近四階激勵導(dǎo)致，代入式(1)可得本文轟鳴問題頻率為107 Hz左右。

1.2 轟鳴原因分析

車內(nèi)噪聲通過車外空氣傳播或者車身結(jié)構(gòu)傳遞到車內(nèi)，都有可能導(dǎo)致車內(nèi)噪聲放大。在解決NVH相關(guān)問題常采用“源—路徑—響應(yīng)”的理論，圖3為車內(nèi)轟鳴原因分析魚骨圖。由圖可知，激勵源主要包括發(fā)動機(jī)本體、傳動系扭振、變速箱等；傳遞路徑包括進(jìn)排氣、懸置、傳動軸和后橋等；響應(yīng)包括車身靈敏度、車身接附點(diǎn)等。根據(jù)上述分析思路，利用LMS Test.Lab測試設(shè)備進(jìn)行測試分析和排查，本研究由于篇幅所限，只針對影響轟鳴問題的關(guān)鍵因子詳細(xì)闡述。

圖3 車內(nèi)轟鳴原因分析魚骨圖

1.2.1 路徑分析

本文研究車輛為前置后驅(qū)方式，通過傳動軸、后橋、板簧和減振器將激勵傳遞到車內(nèi)，與車身鈑金耦合產(chǎn)生轟鳴。利用LMS Test.Lab測試設(shè)備對傳動軸和后橋進(jìn)行模態(tài)測試，圖4為傳動軸與后橋110.2 Hz的模態(tài)振型。同時CAE建立了傳動軸和后橋的有限元模型，對其進(jìn)行模態(tài)分析，在109 Hz存在模態(tài)，其振型如圖5所示。綜合測試和CAE分析結(jié)果，傳動軸和后橋在110 Hz左右存在模態(tài)，與轟鳴問題頻率相近，導(dǎo)致傳動軸和后橋結(jié)構(gòu)較為靈敏。

圖4 傳動軸和后橋110.2 Hz的模態(tài)振型

圖5 CAE分析傳動軸和后橋振型

1.2.2 車身響應(yīng)分析

噪聲傳遞函數(shù)(NTF)主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，在相關(guān)連接點(diǎn)施加單位激勵力，最后得到車內(nèi)人耳處噪聲的響應(yīng)值，用于評價車身結(jié)構(gòu)對振動發(fā)聲的靈敏度特性[5]。

對后板簧左前安裝點(diǎn)進(jìn)行Z方向單位力的NTF測試，得到駕駛員左耳處的NTF數(shù)據(jù)，如圖6所示。由圖可知，在107 Hz峰值偏高，達(dá)到65 dB，超過60 dB的目標(biāo)與問題頻率一致。

圖6 后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF測試曲線

收集TB(trimbody)車身CATIA數(shù)據(jù)等參數(shù)信息，建立了TB有限元模型和聲腔有限元模型，如圖7所示。對后板簧左前安裝點(diǎn)進(jìn)行NTF分析，施加Z方向的單位力，響應(yīng)點(diǎn)為駕駛員左耳，圖8為后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF仿真曲線，圖9為仿真與測試Z向NTF曲線對比。從NTF仿真結(jié)果可知，在112 Hz左右峰值較大，與問題頻率相近。CAE模型內(nèi)外飾、電子電氣等采用集中質(zhì)量，有限元模型與實物在制造和設(shè)計存在誤差，仿真結(jié)果與實測結(jié)果不可能完全一致，仿真與測試NTF曲線趨勢一致，表明建立的TB模型可用于下文的研究。綜合測試與仿真Z向NTF結(jié)果可知，后板簧左前安裝點(diǎn)在112 Hz左右與問題頻率耦合，使得車身響應(yīng)更靈敏。

圖7 有限元模型示意

圖8 后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF仿真曲線

圖9 仿真與測試Z向NTF曲線對比

2 優(yōu)化方案研究

解決車內(nèi)轟鳴問題，常見優(yōu)化方法有減小激勵源振動、降低傳遞路徑和降低車身響應(yīng)。本文在傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環(huán)減小路徑傳遞、降低車身響應(yīng)都能使車內(nèi)轟鳴消失。

2.1 傳動軸增加軸瓦和慣量環(huán)

在傳動軸后端增加軸瓦以及傳動軸與后橋連接法蘭增加0.01 kg·m2質(zhì)量為1.4 kg的慣量環(huán)，如圖10所示。

圖10 增加軸瓦和慣量環(huán)

圖11為車內(nèi)4階噪聲前后對比，車內(nèi)噪聲降低10～15 dB(A)，改善效果非常明顯，車內(nèi)轟鳴消失，主觀感受可接受。

圖11 車內(nèi)4階噪聲前后對比

2.2 噪聲傳遞函數(shù)(NTF)優(yōu)化

通過分析可知，板簧左前安裝點(diǎn)到車內(nèi)的噪聲響應(yīng)值偏大，表現(xiàn)為車身結(jié)構(gòu)較為靈敏。本文運(yùn)用有限元方法[6]，在112 Hz處進(jìn)行節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)量(GPA)及工作模態(tài) (ODS)分析，結(jié)果如圖12所示。

圖12 GPA及ODS仿真分析結(jié)果

由圖12的GPA和ODS仿真分析結(jié)果可知，在振動傳遞過程中，112 Hz 處右側(cè)踏板和后地板存在局部模態(tài)，導(dǎo)致該處振動過大，又未能有效對該處振動進(jìn)行控制，最終導(dǎo)致后板簧左前安裝點(diǎn)到車內(nèi)NTF曲線112 Hz峰值偏大。通過上述分析，提出對后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通方案：

(1)右側(cè)踏板上下筋連通如圖13a所示，提升該處的鈑金剛度；

(2)后地板前后板筋連通，同時考慮到該處有座椅安裝點(diǎn)，后地板結(jié)構(gòu)如圖13b所示。

圖13 NTF曲線優(yōu)化方案

將車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化數(shù)據(jù)更新至有限元TB模型中，進(jìn)行NTF仿真分析。后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF曲線優(yōu)化結(jié)果如圖14所示。從NTF分析結(jié)果可以看出，優(yōu)化后后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF曲線在112 Hz附近峰值下降8 dB，車身優(yōu)化方案效果明顯。

圖14 后板簧左前安裝點(diǎn)Z向NTF曲線優(yōu)化結(jié)果

對車身優(yōu)化件制作樣件并進(jìn)行實車道路驗證，客觀實測數(shù)據(jù)對比顯示在1 600 r/min附近4階聲壓級峰值下降4.5 dB(A)，主觀感受該轉(zhuǎn)速下轟鳴消失，車內(nèi)4階噪聲優(yōu)化前后對比如圖15所示。

圖15 車內(nèi)4階噪聲優(yōu)化前后對比

通過優(yōu)化研究，傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環(huán)、對后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通兩種方案，都能使1 600 r/min左右轟鳴消失，但增加軸瓦和慣量環(huán)單車成本需增加50元，且需重新進(jìn)行耐久試驗驗證，花費(fèi)的成本較大。而對后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通方案，只需對相關(guān)模具進(jìn)行修模，且不用進(jìn)行耐久試驗驗證，成本花費(fèi)較少。綜合多方面考慮，最終決定采用對后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通方案。

3 結(jié)束語

本文針對某商用車樣車階段出現(xiàn)加速轟鳴問題，根據(jù)轉(zhuǎn)速和階次確定了問題頻率。運(yùn)用“源頭—傳遞路徑—響應(yīng)”分析理論制定了轟鳴原因分析魚骨圖，通過測試和CAE分析相結(jié)合確定了引起轟鳴問題的主要影響因子。提出傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環(huán)、對后地板前后板筋連通和右側(cè)踏板上下筋連通兩種方案，最終結(jié)合工程實際提出了成本少且工程實施性強(qiáng)的優(yōu)化方案，降低車身響應(yīng)使車輛在加速1 600 r/min左右車內(nèi)轟鳴消失，對解決同類轟鳴問題積累了工程經(jīng)驗和具有重要借鑒意義。