整車加速異響診斷與控制

賀娜娜，周昭求，魯守衛(wèi)，辛振芳

（1. 北京汽車動力總成有限公司技術中心，北京 101108；2. 北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081）

整車加速異響診斷與控制

賀娜娜1，周昭求1，魯守衛(wèi)1，辛振芳2

He Nana1，Zhou Zhaoqiu1，Lu Shouwei1，Xin Zhenfang2

（1. 北京汽車動力總成有限公司技術中心，北京 101108；2. 北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081）

對某車型車內加速噪聲的異響問題進行分析和控制，運用CAE與試驗相結合的方法，通過系統(tǒng)性的NVH問題診斷流程，找出車內異響問題是由發(fā)動機右懸置動剛度在390 Hz頻段較弱引起。對發(fā)動機右懸置支架改進設計，并進行主觀評價和試驗驗證，最終選取一種性價比較高、能夠快速工程化的改進方案，車內加速異響被很好抑制，整車的NVH性能達到較好的效果。

整車；加速異響；振動測試；NVH

0 引 言

為了提高轎車的乘坐舒適性，減少噪聲對環(huán)境的影響，國家制定了關于轎車車內噪聲和車外通過噪聲行業(yè)標準，對相關產(chǎn)品的振動、噪聲限值作出了嚴格的規(guī)定，并使產(chǎn)品的噪聲限值和振動限值逐年降低。GB1495—2002規(guī)定汽車降噪標準分前后2個階段實施，第2階段限值于2005年實施。同時，在當前全球汽車行業(yè)激烈的市場競爭中，國產(chǎn)自主品牌汽車的價格優(yōu)勢早已不是消費者購買的決定性因素，汽車的乘坐舒適性已成為消費者購車時所考慮的主要因素，也是汽車廠商新車型設計時關注的重點。NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動、舒適度）是車輛性能和質量的重要綜合指標，是駕駛員和乘員對舒適性最直觀的感受，也是衡量汽車廠商車型設計和制造水平的重要指標之一。車輛NVH性能的好壞直接影響產(chǎn)品的市場競爭力，以改善汽車乘坐舒適性為目的的汽車NVH性能研究變得更加重要。因此，越來越多的國內整車廠商重視車輛的NVH問題，投入大量研發(fā)經(jīng)費用于解決車輛NVH問題，以提高自身品牌的核心競爭力。

文中針對某車型在加速工況下出現(xiàn)的異響問題，采用LMS振動噪聲測試設備和軟件以及仿真軟件Abaqus，運用仿真與試驗相結合的方法，在特定測試工況下結合發(fā)動機臺架噪聲測試及車內加速噪聲、整車關鍵部位的振動和近場噪聲測量，使用動剛度測試、階次跟蹤測試等測試方法對整車車內加速異響源進行識別和診斷，提出相對應的改進方案并進行主觀評價和試驗驗證，最終使得整車車外加速異響得到控制，并將改進方案工程化。主要技術流程如圖1所示。

1 加速異響診斷

異響是指非正常的響聲和振動，正常運行的車輛和發(fā)動機是沒有異響的，所以異響很容易被感知，并且極大地影響整車的質量評價。文中研究的異響在整車上的表現(xiàn)是：WOT（Whole Open Throttle）工況D擋緩加速（1 000~2 000 r/min），車內能聽見“咕嚕”聲，聲音低沉有規(guī)律，主觀感覺受轉速影響，副駕駛位置比主駕駛位置明顯，N擋工況沒有該異響問題。所有下線車輛中，異響車輛占很大比例。

1.1 整車NVH測試

為查找噪聲源和作用機理，進行了車內噪聲測試，根據(jù)主觀評價結論，選取副駕駛左耳測點數(shù)據(jù)進行分析。通過對副駕駛左耳COLORMAP圖進行分析（如圖2所示），發(fā)現(xiàn)車內噪聲峰值分布在（390±10）Hz、630 Hz頻率段。將加速異響聲錄音的濾波回放，鎖定加速異響產(chǎn)生頻率段為（390±10）Hz。該峰值頻率段不隨轉速變化，所有階次噪聲在該頻段內都被放大，由此可判斷：1）該異響與轉速無關，排除發(fā)動機旋轉部件產(chǎn)生噪聲的可能性，也排除該異響由發(fā)動機燃燒噪聲產(chǎn)生；2）可推斷出該異響是發(fā)動機機械噪聲，且是由于共振或強迫振動產(chǎn)生；3）附件輪系受到強迫振動影響而在該頻段對噪聲貢獻很大，并非附件輪系本身問題。

從車內噪聲測試數(shù)據(jù)可以了解異響的成分和頻率分布情況，但噪聲成分的主要來源還無法確定，需要進一步的排查。

1.2 發(fā)動機臺架NVH測試

為驗證該車內噪聲異響是否為動力總成自身噪聲引起，在中國汽車技術研究中心半消聲室進行發(fā)動機NVH臺架試驗。測試發(fā)動機為4缸渦輪增壓發(fā)動機，按照GB/T 1859—2000規(guī)定布置麥克風，并在發(fā)動機機體、附件輪系支架和進排氣位置布置振動傳感器，以排查是否為發(fā)動機本體產(chǎn)生的異響。采用發(fā)動機階次跟蹤測試方法，測試工況為發(fā)動機1 000～5 000 r/min瞬態(tài)滿載工況，加速時間為60 s。從測試數(shù)據(jù)分析來看，圖3所示為發(fā)動機NVH臺架測試部分測點數(shù)據(jù)，分別為進氣側測點、發(fā)動機前端測點、排氣側測點、發(fā)動機頂部測點。所有測試數(shù)據(jù)在車內異響頻段范圍（390±10）Hz均沒有峰值產(chǎn)生，證明異響非發(fā)動機本體產(chǎn)生。

1.3 發(fā)動機整機模態(tài)分析

整機的振動噪聲與其自身結構的固有頻率和振型是密切相關的，當發(fā)動機的激勵峰值對應頻率與結構某階模態(tài)頻率相一致時，將會在輻射噪聲譜上出現(xiàn)峰值。若該峰值過高，則對整個結構輻射的噪聲有較大影響，可根據(jù)該階模態(tài)振型的信息而采取相應的措施，以改變該階模態(tài)的固有頻率、阻尼，或者重新設計剛度和質量分配等參數(shù)，使得結構的固有頻率移向不易發(fā)生共振的頻率點上。通過整機模態(tài)分析，找出與異響頻段相對應的頻率段振動較大的零部件為整車右懸置支架和空壓機（如圖4所示）。

1.4 右懸置支架動剛度測試

動剛度指的是結構在外部激勵載荷作用下對每一個頻率的動態(tài)響應。動剛度測試是查找結構共振的最佳測試方案。為驗證仿真計算結果并分析異響聲源的作用機理，對整車狀態(tài)下的發(fā)動機右懸置支架動剛度進行測試，測試結果表明：右懸置支架在（390±10）Hz頻段下剛度最弱（如圖5所示）。為進一步驗證排查結果，將右懸置支架拆除，加速異響消失，因此右懸置支架的結構動態(tài)特性是導致加速異響的直接原因。查明問題原因后，只需要將懸置支架的結構動剛度谷值偏離（390±10）Hz頻段即可解決加速異響問題。

2 改進方案及驗證評價

根據(jù)排查結果，對發(fā)動機右懸置支架進行改進設計，改變其結構剛度特性。對優(yōu)化后的樣件裝車進行主觀評價和試驗驗證，重新設計的樣件共3種方案，首選主觀評價最優(yōu)方案進行試驗驗證。

根據(jù)主觀評價得分，選擇設計方案 3進行驗證試驗。為保證一致性，增加了測試樣本車，選擇 5輛車進行驗證試驗。驗證試驗結果表明，設計方案3能夠很好地抑制加速異響，圖7為其中一臺車的原狀態(tài)與改進方案 3車內副駕駛左耳側測點數(shù)據(jù)的對比，從圖中可見，390 Hz頻段的峰值在改進方案3中已經(jīng)不再呈現(xiàn)。

3 結 論

采用試驗和CAE仿真相結合的方法，找出加速異響源，提出優(yōu)化改進方案，同時結合主觀評價和驗證試驗，能夠快速診斷并提升整車 NVH性能。

通過系統(tǒng)性的排查和診斷，該加速異響是由發(fā)動機右懸置支架動剛度弱引起。由于該懸置支架的特殊結構形式，支架將振動能量直接傳遞到發(fā)動機輪系支架，引起附件輪系在390 Hz頻段內的強迫振動，輪系振動又反作用于懸置支架，造成該頻段加速異響。在識別加速異響聲源和作用機理后，對右懸置支架的結構進行了改進設計，進行了主觀評價和驗證試驗，有效地抑制了加速異響的發(fā)生，同時綜合考慮量產(chǎn)車成本和零部件生產(chǎn)周期，選取了切實可行的工程化方案。

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U462.2+2

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2015.01.011

1002-4581（2015）01-0042-03

2014?11?03