某SUV車內(nèi)噪聲診斷及優(yōu)化*

袁守利 杜慶賀 劉志恩 杜松澤

(武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院 武漢 430070)

某SUV車內(nèi)噪聲診斷及優(yōu)化*

袁守利 杜慶賀 劉志恩 杜松澤

(武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院 武漢 430070)

針對某SUV在怠速開空調(diào)和三擋全加速工況下的車內(nèi)噪聲整體偏高，且在1 300，1 750 r/min等轉(zhuǎn)速下有明顯的轟鳴，應(yīng)用比利時LMS公司的Test.Lab動態(tài)測試系統(tǒng)對該問題進(jìn)行試驗測試分析.綜合利用相關(guān)性分析、頻譜分析等多種調(diào)校手段，并在同樣工況下進(jìn)行對比測試．結(jié)果表明，采用優(yōu)化后的傳動系統(tǒng)及解耦的動力總成懸置后，怠速狀態(tài)下，駕駛員右耳噪聲分別降低2.8，5.5 dB(A)，三擋全加速工況下，車內(nèi)轟鳴基本消失，改善效果顯著.

轟鳴噪聲；相關(guān)性分析；動力懸置解耦；傳動系統(tǒng)優(yōu)化

0 引 言

隨著市場發(fā)展，乘客對汽車的品質(zhì)越來越關(guān)注，各國對噪聲污染的控制也越來越嚴(yán)格，汽車NVH成為決定汽車品質(zhì)感最重要的指標(biāo)[1].對于車內(nèi)噪聲產(chǎn)生機(jī)理的研究，目前主要采用有限元法、邊界元法、統(tǒng)計能量分析法、相關(guān)性分析法、模態(tài)分析法及傳遞路徑分析法等方法，以確定車內(nèi)噪聲的來源和峰值產(chǎn)生的原因[2-3].

本文針對某SUV在怠速開空調(diào)和三擋全加速(3G-WOT)工況下的車內(nèi)噪聲整體偏高，且在1 300,1 750 r/min等轉(zhuǎn)速下有明顯的轟鳴，應(yīng)用比利時LMS公司的Test.Lab動態(tài)測試系統(tǒng)對試驗樣車內(nèi)不同位置測點的振動噪聲進(jìn)行試驗測試分析.根據(jù)相關(guān)性分析、頻譜分析等方法來識別車內(nèi)的噪聲振動源，通過一系列優(yōu)化調(diào)教方案，顯著提升了該車的NVH性能.

1 樣車車內(nèi)噪聲存在問題

1.1 車內(nèi)噪聲振動主觀評價

該車發(fā)動機(jī)為1.8 L四缸自然吸氣，5MT前置后驅(qū)7座SUV.試驗人員反饋該SUV在怠速開空調(diào)工況下車內(nèi)噪聲偏高，3G-WOT工況的整個過程中車內(nèi)噪聲整體偏大，并且在1 300,1 750,2 700,3 900 r/min附近有明顯的轟鳴聲.為驗證該問題的普遍性及真實性，隨機(jī)抽取同批次同型號樣車，再次進(jìn)行路試主觀評價，結(jié)果表明，相同工況下車內(nèi)噪聲與前期試驗車相吻合.

1.2 車內(nèi)噪聲振動客觀測試

為更準(zhǔn)確的判斷車內(nèi)噪聲振動偏大的問題，根據(jù)整車噪聲振動測試要求及規(guī)范，對樣車進(jìn)行客觀測試，其中車內(nèi)噪聲主要考慮駕駛員右耳、中排乘客中間、后排乘客中間處的聲壓級，同時車內(nèi)振動主要參考轉(zhuǎn)向盤12點方位、駕駛員導(dǎo)軌、中排座椅支架、后排座椅支架處振動[4].測試時采用LMS SCADAS多通道采集設(shè)備，將電磁脈沖式轉(zhuǎn)速傳感器置于發(fā)動機(jī)點火控制線上，使用Signature Acquisition模塊采集數(shù)據(jù)，分別采集整車在怠速開空調(diào)及3G-WOT工況下的振動噪聲隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化的數(shù)據(jù).

圖1為怠速開空調(diào)工況下，前中后排噪聲的時域信號.由圖1可知，駕駛員右耳噪聲最大，噪聲聲壓級超過49.6 dB(A)，中排噪聲聲壓級為43.6 dB(A)，后排噪聲最小，聲壓級超過42.4 dB(A)，高于同類型標(biāo)桿車.

圖1 怠速開空調(diào)工況下前中后排噪聲

圖2為3G-WOT工況下前中后排噪聲聲壓級隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系及各振動測點Z向振動RMS值隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系.由圖2a)可知，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 300，1 750，2 700及3 900 r/min附近時，車內(nèi)噪聲出現(xiàn)明顯的峰值.由圖2b)可知，駕駛員導(dǎo)軌Z向振動在2 700，3 100，3 900 r/min附近出現(xiàn)峰值.

圖2 3G-WOT工況下隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系圖

圖3為3G-WOT工況下前排和中排噪聲階次隨轉(zhuǎn)速變化曲線.由圖3a)可知，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 750，2 700，3 900 r/min附近存在明顯的噪聲峰值，發(fā)動機(jī)第六階對1 750 r/min附近時噪聲峰值貢獻(xiàn)較大，發(fā)動機(jī)第二階對2 700，3 900 r/min附近噪聲峰值貢獻(xiàn)較大.由圖3b)可知，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2 700，3 900 r/min附近中排噪聲存在明顯的峰值，該兩處峰值都是由發(fā)動機(jī)二階引起.綜合各工況下幾處噪聲峰值，與主觀評價的結(jié)論相符.

圖3 3G-WOT工況下階次隨轉(zhuǎn)速變化曲線

2 車內(nèi)噪聲問題診斷

汽車車內(nèi)噪聲屬于低頻噪聲，一般其噪聲頻率在25～100 Hz范圍之間.汽車作為一個龐大且復(fù)雜的系統(tǒng)，引起整車內(nèi)噪聲的激勵源很多.噪聲振動源在車身之外，在分析整車噪聲振動時，通常采用“源-傳遞通道-接受體”分析模型.車內(nèi)的噪聲和振動是由車外的“源”和車身“傳遞通道”共同決定的，其表達(dá)為[5]

(1)

式中：NV為車內(nèi)的噪聲或振動響應(yīng)；Si為車外的第i個噪聲源或者振動源；Hi為車身的第i條噪聲或者振動傳遞路徑.

針對該SUV車內(nèi)噪聲偏高的現(xiàn)象，初步判斷造成這種現(xiàn)象的原因之一是外部噪聲源聲壓級過大；其次，在三擋全加速過程中，傳動系統(tǒng)扭振激勵通過驅(qū)動橋經(jīng)懸架傳遞到車身，與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)吻合，產(chǎn)生共振，使得車內(nèi)噪聲增大；另外，動力總成懸置隔振性能不滿足設(shè)計要求，發(fā)動機(jī)的振動不能有效隔離開來，從而產(chǎn)生低頻的振動輻射噪聲[6-7].

為準(zhǔn)確診斷各因素對車內(nèi)噪聲的影響，需對各測點進(jìn)行噪聲振動測試，表1為激勵源診斷所需測試的項目.

表1 激勵源診斷測試點

2.1 噪聲源分析

該車處于開空調(diào)工況時，試驗人員主觀感覺在怠速工況下汽車外部噪聲偏大，為驗證該問題，對各測點進(jìn)行噪聲頻譜分析.圖4為怠速開空調(diào)工況下外部噪聲測點和前中后排噪聲頻譜圖.由圖4可知，各外部測點噪聲在294，598 Hz處均有明顯峰值，車內(nèi)前排、中排噪聲在290 Hz附近有明顯峰值，后排噪聲在該頻率值下無峰值，且聲壓級較小.在同頻率下，外部噪聲與車內(nèi)噪聲的主要成分與發(fā)動機(jī)振動的階次頻率相一致，采用相關(guān)性分析法，推測發(fā)動機(jī)的振動為車內(nèi)噪聲主要激勵源之一.

圖4 怠速開空調(diào)工況下噪聲頻譜圖

2.2 傳動系扭振試驗分析

傳動系由傳動軸、半軸、主減速器等組成，整個傳動系統(tǒng)可以看作為一個多質(zhì)量的彈性系統(tǒng)，此系統(tǒng)有多個固有頻率，當(dāng)其中一個固有頻率與外界激勵頻率吻合時，傳動系會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，經(jīng)后橋和懸架傳至車身，導(dǎo)致車內(nèi)振動噪聲增大.在汽車行駛過程中，若傳動軸的質(zhì)心與傳動軸的旋轉(zhuǎn)幾何中心不在同一直線上時，傳動軸會產(chǎn)生離心力和徑向跳動，其引起的振動也會傳遞到車身，引起車內(nèi)噪聲振動[8].

傳動系統(tǒng)固有頻率主要由二階激振力矩所激發(fā)，當(dāng)前后端傳動軸之間夾角增大的時候，二階振動增加；當(dāng)傳遞扭矩增加的時候，二階激振力矩也隨之增加.對于前置后驅(qū)車，傳動軸扭振模態(tài)與車身模態(tài)耦合時是車內(nèi)噪聲的主要來源[9].

圖5為2G-WOT和3G-WOT工況下傳動系各測點2階扭振角速度隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況，由圖5a)可知，在低速階段，傳動系扭振角速度隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而下降，且扭振角速度值整體偏大.可明顯看到在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 350 r/min時有一個明顯的峰值，對應(yīng)的頻率為45 Hz.由圖5b)可知，在低速階段，傳動系扭振角速度隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而下降.在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 350 r/min時有一個明顯的峰值，對應(yīng)的頻率為45 Hz.

圖5 傳動系2階扭振角速度

由圖5可知，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 350 r/min附近時，振動角速度比其他轉(zhuǎn)速位置高出很多.通過各工況的傳動系的扭振幅值可以判斷傳動系扭振固有頻率為45 Hz.發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 350 r/min附近時，發(fā)動機(jī)激勵頻率與傳動系扭振頻率相同，使扭轉(zhuǎn)振動過大通過后橋和懸架傳遞到車身，從而引起車內(nèi)轟鳴噪聲.

2.3 動力總成懸置隔振性能測試分析

2.3.1 怠速開空調(diào)工況下懸置隔振性能分析

動力總成安裝在懸置上，而懸置直接與車身相連，發(fā)動機(jī)的振動如果沒有有效的隔離開來，就會傳到汽車各個部位，從而影響駕駛員和乘客的舒適性.動力總成懸置的隔振性能用傳遞率TdB來衡量，通常情況下當(dāng)傳遞率大于20 dB時，認(rèn)為動力總成懸置的隔振性能達(dá)到要求[10].

該SUV是前置后驅(qū)，發(fā)動機(jī)縱置，動力總成懸置采用三點布置，左右懸置基本對稱，后懸為變速箱懸置.在怠速開空調(diào)工況下，利用LMS Test.Lab對該車各懸置主、被動側(cè)振動值進(jìn)行測試，得各懸置隔振性能數(shù)據(jù)見表2.由表2可知，怠速空調(diào)關(guān)工況下各懸置在X，Y，Z方向上被動側(cè)振動值偏大，且隔振率均小于20 dB，隔振性能遠(yuǎn)不滿足隔振的設(shè)計要求.

表2 怠速開空調(diào)工況下懸置隔振性能數(shù)據(jù)

2.3.2 3G-WOT工況下懸置振動與車內(nèi)噪聲相關(guān)性分析

圖6為3G-WOT工況下，各懸置被動側(cè)與前中后排噪聲隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化的曲線.由圖6a)可知，車內(nèi)噪聲與左懸置被動側(cè)振動在1 750，3 900 r/min時均存在峰值；由圖6b)～c)可知，車內(nèi)噪聲與右懸置、后懸置被動側(cè)振動在2 700 r/min同時存在峰值，并且由于各懸置隔振性能不達(dá)標(biāo)，使得發(fā)動機(jī)的振動從各懸置傳遞到車身，使車內(nèi)噪聲惡化.

圖6 3G-WOT工況下各懸置被動側(cè)與前中后排噪聲隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化的曲線圖

3 優(yōu)化方案及試驗驗證

由于試驗樣車形狀和尺寸已經(jīng)確定，綜合考慮成本及可行性，所以主要通過改變結(jié)構(gòu)振動特性、減少或抑制共振頻率處的振動等措施來降低車內(nèi)噪聲.根據(jù)上文中各因素對車內(nèi)噪聲的影響的相關(guān)試驗分析，以及推斷出的造成車內(nèi)噪聲偏大的原因，提出兩種優(yōu)化方案，第一種是改進(jìn)傳動系統(tǒng)參數(shù)，第二種是對動力總成懸置解耦，并對各方案進(jìn)行試驗驗證.

3.1 傳動系加裝TVD優(yōu)化方案及試驗驗證

對于整車線性振動系統(tǒng)，主減速器輸入端的扭轉(zhuǎn)交變力矩即為其激振力.為減小主減速器輸入端的交變扭矩，常采用加裝阻尼彈性扭轉(zhuǎn)減振器(torsional vibration damper,TVD)的措施，改進(jìn)傳動軸轉(zhuǎn)動慣量，從而改善車內(nèi)噪聲.

針對多自由度系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)減振器優(yōu)化時，通常按照振動能量等效的觀點，將多自由度系統(tǒng)看成在共振模態(tài)上只有一個自由度在振動，其等效慣量(模態(tài)慣量)為

(2)

式中：Js為等效慣量；[y1,y2,…,yn]T為振型.

TVD與傳動系統(tǒng)的固有頻率關(guān)系為

(3)

(4)

(5)

式中：fn為傳動系統(tǒng)的固有頻率；fa為減振器的固有頻率；μ=Jtvd/Js，為減振器的慣量Jtvd與模態(tài)慣量Js的比值；Cc=2Jtvdfn為臨界阻尼系數(shù).

圖7 扭轉(zhuǎn)減振器與模態(tài)慣量力學(xué)模型

由2.2知傳動系統(tǒng)固有頻率fn為1 350/30=45 Hz.由式(2)可得該SUV傳動系統(tǒng)的模態(tài)慣量Js大約為0.01 kg·m2，取慣量比μ=0.5，通過式(3)～(4)計算得到扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)Jtvd=0.005 kg·m2，Ktvd=152.308 7 N·m/rad，Ctvd=0.617 1 N·m·s/rad，fa=30 Hz.

在主減速器輸入端即傳動軸末端加裝固有頻率為30 Hz的TVD后，再次進(jìn)行車內(nèi)噪聲測試.圖8為加裝TVD前后3G-WOT工況下前中后排噪聲對比，由圖8可知，加裝TVD后，前中后排整體噪聲降低約2.8 dB(A)，尤其是消除了發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1 350 r/min附近時前排噪聲的峰值，前排和中排在2 700 r/min附近時的峰值也得到消除.

圖8 加裝TVD后3G-WOT工況下前中后排噪聲對比

3.2 懸置優(yōu)化方案及試驗驗證

由發(fā)動機(jī)隔振理論可知，來自發(fā)動機(jī)的激振力和來自路面的激振力經(jīng)過懸置所得到的傳遞率TdB方程為

(6)

式中：TdB為傳遞率；c為黏性阻尼系數(shù)；f為激振頻率；k為彈簧剛度；m為集中質(zhì)量.

原車狀態(tài)下各懸置在X，Y，Z三方向的隔振性能均不滿足要求，為提高各懸置傳遞率，通過合理選擇橡膠懸置的安裝位置和剛度參數(shù)，使得動力總成懸置的幾個振動模態(tài)解耦，減小動力總成與車身之間的振動傳遞，從而提高車輛的舒適性.由于試驗樣車懸置安裝位置已經(jīng)確定，經(jīng)過理論分析，將各懸置在各方向的靜剛度全部下調(diào)30%，并再次對懸置隔振性能及車內(nèi)噪聲進(jìn)行試驗驗證.

表3為動力總成懸置解耦后在怠速開空調(diào)工況下各懸置隔振性能數(shù)據(jù)，由表3可知，懸置改進(jìn)后，其各方向的隔振率均大于20 dB，滿足了隔振要求.表4為動力總成懸置解耦后在怠速開空調(diào)工況下前中后排噪聲對比，其中前排噪聲降低4.4 dB(A)，中排噪聲降低2.9 dB(A)，后排噪聲降低約1.6 dB(A).

表3 動力總成懸置解耦后怠速開空調(diào)工況下懸置隔振性能數(shù)據(jù)

表4 動力總成懸置解耦后怠速開空調(diào)工況下前中后排噪聲 dB(A)

圖9為動力總成懸置解耦后3G-WOT工況下前中后排噪聲對比.由圖9可知，采用解耦后的懸置后，在3G-WOT工況下，前中后排噪聲有明顯的降低，前排噪聲整體降低約5.5 dB(A)，中排噪聲整體降低約4.8 dB(A)，后排噪聲整體降低約5.2 dB(A)，車內(nèi)噪聲得到顯著改善.

圖9 懸置解耦后3G-WOT工況下前中后排噪聲對比

4 結(jié) 論

1) 通過LMS Test.Lab對車內(nèi)噪聲進(jìn)行客觀測試得知，怠速開空調(diào)及3G-WOT工況下車內(nèi)噪聲過大主要因傳動系統(tǒng)固有頻率與車身模態(tài)耦合，且懸置隔振性能不達(dá)標(biāo)引起.

2) 為增大傳動系轉(zhuǎn)動慣量，提出加裝TVD優(yōu)化方案，車內(nèi)噪聲整體降低約2.8 dB(A)，并且消除了前排噪聲在1 350 r/min的峰值.

3) 通過對動力總成懸置解耦，將各懸置在各方向的靜剛度下調(diào)30%，使得各懸置的隔振率滿足設(shè)計要求，在怠速開空調(diào)工況下車內(nèi)噪聲明顯降低，其中前排噪聲降低約4.4 dB(A)，3G-WOT工況下車內(nèi)噪聲有大幅降低，駕駛員右耳噪聲及中后排噪聲分別降低5.5,4.8,5.2 dB(A)，車內(nèi)試驗人員主觀感受顯著改善.

[1]龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動-理論與應(yīng)用[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

[2]王媛文,董大偉,魯志文,等.傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲實驗[J].振動:測試與診斷,2016,36(1):160-168.

[3]HAYASHI K, YAMAGUCHI S, MATSUDA A. Analysis of booming noise in light-duty truck cab[J]. JSAE Review, 2000,21(2):255-257.

[4]北京市勞保所.機(jī)動車輛定置噪聲測量方法:GB/T 14365-93[S].北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社,1993.

[5]龐劍.汽車車身噪聲與振動控制[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2015.

[6]李文武.某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲試驗分析與降噪[D]. 鎮(zhèn)江：江蘇大學(xué),2016.

[7]董朝綱.發(fā)動機(jī)懸置隔振和車內(nèi)降噪試驗研究[D].長春：吉林大學(xué),2007.

[8]DAI L, CAO J. A numerical structural-acoustic approach to analysis of interior booming noise and noise reduction in an all-terrain tractor cabin[J]. International Journal of Vehicle Noise and Vibration,2007,3(4):318-338.

[9]唐子,董大偉,閆兵,等.前置后驅(qū)汽車傳動系的動力學(xué)分析[J].機(jī)械傳動,2016(2):108-111.

[10]何洋志,陳吉清,蘭鳳崇.動力總成懸置系統(tǒng)隔振分析及優(yōu)化[J].現(xiàn)代制造工程,2012(2):80-83.

The Test and Optimization of Inner Noise of a SUV

YUAN Shouli DU Qinghe LIU Zhien DU Songze

(SchoolofAutomotiveEngineering,WuhanUniversityofTechnology,Wuhan430070,China)

Aiming at the high interior noise of a SUV under the air conditioning idle and three-gear full acceleration condition as well as the significant booming noise at 1 300 r/min and 1 750 r/min, LMS Test.Lab dynamic testing system is used to test and diagnose the related problem. By combining a variety of optimization methods such as the correlation analysis and spectral analysis, comparison tests are made for different methods under the same condition. Experimental results show that under the air conditioning idle, using the optimized transmission system muffles the noise about 2.8 dB(A), and 5.5 dB(A) after decoupled powertrain mounting system; under three-gear full acceleration condition, the booming noise almost disappears; the interior noise is improved effectively.

booming noise; correlation analysis; decoupled powertrain mounting system; transmission system optimization

2017-06-07

*國家自然科學(xué)基金項目資助(51575410)

U467.1

10.3963/j.issn.2095-3844.2017.04.018

袁守利(1966—)：男，副教授，主要研究領(lǐng)域為汽車NVH、汽車排放控制技術(shù)