某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲試驗(yàn)分析與降噪改進(jìn)

王若平，張 旭，夏仕朝，李文武

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院， 天津 300399)

近年來(lái)我國(guó)汽車市場(chǎng)MPV需求量不斷增長(zhǎng)，低噪聲與高舒適性的MPV越來(lái)越受消費(fèi)者的青睞。與乘用車相比，MPV的體積、質(zhì)量相對(duì)較大，但在NVH性能方面又要求具有乘用車的水平，所以車內(nèi)噪聲的控制是一個(gè)重要的技術(shù)難題。MPV的車內(nèi)噪聲問(wèn)題的主要表現(xiàn)之一就是轟鳴噪聲，其頻率通常在25～100 Hz范圍內(nèi)[1]，有明顯的低頻屬性。對(duì)于車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理的研究目前主要采用傳遞路徑分析、相關(guān)性分析、模態(tài)分析等方法[2-3]，以確定車內(nèi)轟鳴聲的振動(dòng)來(lái)源及峰值產(chǎn)生的原因。車內(nèi)轟鳴聲的優(yōu)化主要從傳遞路徑上進(jìn)行處理，主要的降噪方法有改變聲腔模態(tài)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)模態(tài)分布、改善傳動(dòng)軸系的固有振動(dòng)特性、安裝扭轉(zhuǎn)減振器、改進(jìn)后橋結(jié)構(gòu)和優(yōu)化懸架等[4]。

本文針對(duì)某款在研MPV樣車在試車過(guò)程中出現(xiàn)加速工況下轟鳴噪聲過(guò)大問(wèn)題，對(duì)該MPV樣車車內(nèi)振動(dòng)噪聲、懸置隔振率、車身模態(tài)、車內(nèi)聲腔模態(tài)、傳動(dòng)系扭振等進(jìn)行測(cè)試分析，從傳遞路徑的角度分析識(shí)別出車內(nèi)轟鳴噪聲的主要來(lái)源，利用AMESim仿真軟件建立了樣車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算，得到了各階扭振模態(tài)頻率。最后對(duì)車身局部結(jié)構(gòu)和傳動(dòng)系參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)，有效降低了樣車車內(nèi)轟鳴噪聲，使得加速工況下樣車NVH性能得到改善。

1 樣車車內(nèi)加速噪聲試驗(yàn)分析

測(cè)試樣車為一前置后驅(qū)的MPV樣車，測(cè)試前主觀評(píng)價(jià)的反饋結(jié)果為該樣車加速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為900～1600 r/min范圍內(nèi)車內(nèi)存在明顯的轟鳴聲，且后排座椅處的噪聲比前排大。利用LMS TEST.Lab對(duì)該車進(jìn)行4擋全油門加速測(cè)試。為了更準(zhǔn)確判斷車內(nèi)噪聲來(lái)源，排除路面激勵(lì)干擾，本次車內(nèi)噪聲振動(dòng)試驗(yàn)選在整車半消聲室內(nèi)轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行。噪聲測(cè)點(diǎn)分別在駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁位置、后排座椅中間位置。圖1為4擋全油門加速工況駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲聲壓級(jí)和后聲壓級(jí)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，表1為噪聲測(cè)點(diǎn)噪聲峰值及對(duì)應(yīng)頻率。

圖1 測(cè)點(diǎn)位置4擋加速噪聲

表1 4擋加速工況下車內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)噪聲峰值及對(duì)應(yīng)頻率

由圖1和表1可知：在4擋加速工況下，2個(gè)噪聲測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min和1 500 r/min附近都存在噪聲峰值，其中綠色曲線為2階曲線，2處噪聲峰值剛好對(duì)應(yīng)2階曲線峰值，表明2處峰值與發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)有關(guān)，并且后排中間車內(nèi)噪聲比駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁普遍高出3 dB，這一現(xiàn)象與主觀評(píng)價(jià)相符，該MPV在加速過(guò)程中低轉(zhuǎn)速下確實(shí)有轟鳴聲產(chǎn)生。

2 轟鳴聲傳遞路徑試驗(yàn)分析

車內(nèi)轟鳴噪聲產(chǎn)生的主要因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)作為激勵(lì)源其激勵(lì)頻率與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率吻合、車身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率與車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率吻合、傳動(dòng)系統(tǒng)扭振激勵(lì)通過(guò)驅(qū)動(dòng)橋經(jīng)懸架傳遞到車身與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)吻合[5]。為了準(zhǔn)確判斷該車在加速過(guò)程中2處噪聲峰值產(chǎn)生的原因，需對(duì)轟鳴噪聲的傳遞路徑進(jìn)行試驗(yàn)分析。

2.1 動(dòng)力總成懸置隔振性能測(cè)試分析

測(cè)試樣車發(fā)動(dòng)機(jī)縱置，為前置后驅(qū)，動(dòng)力總成懸置采用3點(diǎn)布置。左右懸置基本對(duì)稱，后懸為變速箱懸置。利用LMS TEST.Lab對(duì)該車懸置隔振性能進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試工況為4擋全油門加速工況，坐標(biāo)定義為整車坐標(biāo)。測(cè)試完成后得到如表2所示的懸置隔振性能數(shù)據(jù)。

由表2可知：各擋加速工況下動(dòng)力總成懸置隔振性能在X、Y、Z方向上隔振率都大于20 dB，動(dòng)力總成懸置的隔振性都能達(dá)到要求，因此判斷動(dòng)力總成懸置隔振性能良好；而后懸置Z方向上被動(dòng)端振動(dòng)幅值相對(duì)其他懸置振動(dòng)幅值較大，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)仍能通過(guò)后懸置傳遞到車身端。

2.2 車身結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試分析

利用LMS TEST.Lab設(shè)備對(duì)樣車裝飾車身(拆除發(fā)動(dòng)機(jī)和進(jìn)排氣系統(tǒng))進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，激勵(lì)力由激振器產(chǎn)生。得到前6階模態(tài)頻率和振型，描述如表3所示，可知頂棚2階和4階的模態(tài)頻率與轟鳴噪聲峰值頻率接近，分別是41.1 Hz和50.9 Hz。

表2 4擋加速工況下懸置隔振性能

表3 車身前6階模態(tài)振動(dòng)頻率及振型描述

2.3 聲腔模態(tài)試驗(yàn)與分析

利用LMS SADAS MOBILE 數(shù)據(jù)采集前端測(cè)量該車的聲腔模態(tài)，試驗(yàn)激勵(lì)信號(hào)由低頻標(biāo)準(zhǔn)體積聲源發(fā)出，把右后排座椅位置作為選擇激勵(lì)點(diǎn)。坐標(biāo)定義為整車坐標(biāo)，響應(yīng)測(cè)點(diǎn)共布置40個(gè)，其中：X方向共布置8行，間距為20～40 cm；Y方向根據(jù)車內(nèi)寬度平均分布5列，間距為36 cm；測(cè)點(diǎn)的Z方向在駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁處高度。駕駛員頭枕截面位置車內(nèi)聲腔模態(tài)振型如圖2所示。

圖2 聲腔模態(tài)振型

從圖2可以看到：40.1 Hz時(shí)聲壓峰值出現(xiàn)在駕駛員位置；49.6 Hz時(shí)聲壓峰值(圖中紅色區(qū)域)出現(xiàn)在車尾，表明樣車在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min和1 500 r/min時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)引起了車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，從而產(chǎn)生了車內(nèi)轟鳴聲；50 Hz附近時(shí)車內(nèi)轟鳴聲最大且出現(xiàn)在后排，這往往與前置后驅(qū)車傳動(dòng)系統(tǒng)扭振存在很大關(guān)系[7]，所以需要進(jìn)一步對(duì)樣車傳動(dòng)扭振進(jìn)行測(cè)試。

2.4 樣車傳動(dòng)系試驗(yàn)分析

利用LMS TEST.Lab設(shè)備對(duì)樣車傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行扭振試驗(yàn)，共布置了5個(gè)測(cè)點(diǎn)，在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端、變速箱輸入端布置磁電傳感器，在變速箱輸出端、主減速器輸入端布置光電傳感器，在主減速器上布置加速度傳感器。其中2個(gè)磁點(diǎn)傳感器、2個(gè)光電傳感器用于測(cè)試扭振角速度，1個(gè)三向加速度傳感器用于測(cè)試主減速器振動(dòng)。

圖3為4擋加速工況下傳動(dòng)系變速器輸出端扭振角速度隨轉(zhuǎn)速變化情況。從曲線可知：傳動(dòng)系扭振幅值隨著轉(zhuǎn)速的升高而逐漸降低，當(dāng)?shù)娃D(zhuǎn)速時(shí)傳動(dòng)系扭振較大；在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min的對(duì)應(yīng)頻率50 Hz附近有一個(gè)明顯的峰值。圖4為主減速器Z向上振動(dòng)幅值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線，可見發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 500 r/min附近時(shí)主減速器Z向振幅明顯比其他轉(zhuǎn)速位置高出很多，且相應(yīng)尖峰較圖3的變化更明顯，由此判斷變速器輸出端和主減速器之間的傳動(dòng)軸與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)發(fā)生了共振，導(dǎo)致振動(dòng)被放大。

圖3 4擋加速工況下變速器輸出端扭振角速

通過(guò)前面的試驗(yàn)結(jié)果可知，該車加速過(guò)程中40 Hz的轟鳴聲的主要激勵(lì)源來(lái)自于發(fā)動(dòng)機(jī)2階不平衡慣性力，經(jīng)后懸置傳遞到車身。車身結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔模態(tài)同樣存在40 Hz的固有頻率，導(dǎo)致車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，產(chǎn)生明顯的轟鳴聲。50 Hz附近的轟鳴聲與傳動(dòng)系扭振有關(guān)，是發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率與扭振頻率耦合產(chǎn)生共振，通過(guò)后橋經(jīng)懸架傳遞到車身，并與車身模態(tài)耦合導(dǎo)致的。

3 車內(nèi)轟鳴噪聲降噪方案分析

3.1 車身結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案及試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)車身模態(tài)測(cè)試結(jié)果可知：整車頂棚的局部模態(tài)頻率分別為40.1 Hz和49.6 Hz時(shí)與車內(nèi)噪聲頻率吻合，且模態(tài)振型振幅比較大的是頂棚后部。針對(duì)頂棚后部的共振問(wèn)題，通過(guò)對(duì)頂棚采取結(jié)構(gòu)改進(jìn)和阻尼處理來(lái)提高頂棚剛度，減小振動(dòng)[8]。結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)并考慮實(shí)際情況與成本因素問(wèn)題，本文對(duì)頂棚提出以下常見的一些改進(jìn)措施：一是依據(jù)頂棚局部模態(tài)測(cè)試結(jié)果將第3根橫梁向后移動(dòng)，使得加強(qiáng)橫梁處于頂棚后部振幅較大、剛度較低的位置；二是通過(guò)加強(qiáng)頂棚與鈑金件的焊接點(diǎn)以提高頂棚剛度；三是在車身頂棚和側(cè)圍剛度薄弱的位置貼上熱熔型阻尼片。

采用LMS TEST.Lab設(shè)備，測(cè)試頂棚結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲和后排中間噪聲，測(cè)試結(jié)果見圖5，可見改進(jìn)后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min附近噪聲幅值降低了大約3 dB，主觀感覺(jué)能夠接受，40 Hz的低速轟鳴聲有改善。

3.2 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量改進(jìn)方案與試驗(yàn)驗(yàn)證

為了進(jìn)一步研究傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振特性，需要建立樣車傳動(dòng)系仿真模型，通過(guò)AMESim對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行仿真分析，可以獲取該車動(dòng)力傳動(dòng)系的扭振模態(tài)，并通過(guò)仿真分析為改進(jìn)方案提供依據(jù)。按照傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化原則[7]，將樣車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為擁有16個(gè)自由度的扭振系統(tǒng)[8]。根據(jù)獲得的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的各部件慣量和剛度參數(shù)，建立完整的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)仿真模型,如圖6所示。

圖5 改進(jìn)前后車內(nèi)測(cè)點(diǎn)噪聲對(duì)比

圖6樣車傳動(dòng)系扭振仿真模型

在AMESim仿真軟件中對(duì)樣車當(dāng)量模型進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算(不考慮阻尼因素)，得到動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的固有頻率和扭振模態(tài)振型圖，表4列舉出了樣車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)前7階扭振模態(tài)，圖7為該傳動(dòng)系統(tǒng)第5階振型。

由表4和圖7可知：樣車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)第5階模態(tài)計(jì)算結(jié)果為51.75 Hz，與實(shí)際測(cè)試得到的扭振模態(tài)頻率接近，都在50 Hz附近，且第5階振型結(jié)點(diǎn)位于離合器、半軸，以變速器、傳動(dòng)軸的振動(dòng)為主。進(jìn)一步說(shuō)明傳動(dòng)軸與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)發(fā)生了共振，將振動(dòng)放大傳遞到主減速器、后橋及車身端，導(dǎo)致車內(nèi)50 Hz的轟鳴聲產(chǎn)生。同時(shí)也說(shuō)明了仿真結(jié)果的可靠性。

對(duì)于傳動(dòng)系扭振共振改進(jìn)常用的方法是在傳動(dòng)軸上安裝扭轉(zhuǎn)減振器(TVD)。研究表明[9]：TVD對(duì)傳動(dòng)系扭振效果的改進(jìn)主要取決于扭轉(zhuǎn)減振器的慣量，而其剛度對(duì)傳動(dòng)系扭振減振效果影響較小。由此可以通過(guò)改進(jìn)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量使傳動(dòng)系統(tǒng)扭振模態(tài)避開50 Hz車身模態(tài)[10-11]。

表4 傳動(dòng)系扭振模態(tài)頻率

圖7 樣車傳動(dòng)系第5階振型

將傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量在原來(lái)的基礎(chǔ)上按如下倍數(shù)增減：0.2，0.4，0.6，0.8，1.2，1.4，1.6，1.8，2.0。利用AMEsim計(jì)算出不同轉(zhuǎn)動(dòng)慣量時(shí)的扭振模態(tài)頻率和振型相對(duì)幅值比來(lái)分析傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振模態(tài)的影響規(guī)律，如表5所示。

表5 第5階模態(tài)固有頻率和振型相對(duì)幅值比隨轉(zhuǎn)動(dòng)慣量比變化的規(guī)律

由表5可知：隨著傳動(dòng)軸慣量的增加或者減少，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各階模態(tài)固有頻率呈現(xiàn)變小的趨勢(shì)；當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增加到原來(lái)的1.6倍時(shí)，扭振第5階模態(tài)降低了7.2 Hz左右，避開了50 Hz的車身模態(tài)。

由以上分析可知，可以用慣量盤來(lái)代替扭轉(zhuǎn)減振器起到降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的作用，而且慣量盤只需要通過(guò)機(jī)加工而不需要復(fù)雜的硫化過(guò)程，具有加工方便而且耐用的優(yōu)點(diǎn)。綜合考慮成本及可行性后在傳動(dòng)軸輸入端加裝一個(gè)傳動(dòng)軸慣量盤，圖8為慣量盤安裝位置。

采用LMS TEST.Lab設(shè)備對(duì)樣車進(jìn)行車內(nèi)噪聲測(cè)試，圖9為改進(jìn)前后4擋加速工況下駕駛員內(nèi)側(cè)耳旁噪聲總級(jí)對(duì)比。對(duì)比改進(jìn)前后測(cè)試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)：車內(nèi)噪聲明顯降低，尤其是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 500 r/min即50 Hz時(shí)降低將近6 dB，說(shuō)明改進(jìn)效果明顯。

圖8 金屬慣量盤安裝位置

4 結(jié)束語(yǔ)

本文針對(duì)某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲過(guò)大問(wèn)題，結(jié)合轟鳴噪聲產(chǎn)生的機(jī)理，對(duì)樣車進(jìn)行了大量相關(guān)的噪聲振動(dòng)試驗(yàn)。通過(guò)大量的試驗(yàn)和傳遞路徑分析找到了車內(nèi)40 Hz、 50 Hz 2處轟鳴噪聲產(chǎn)生的原因，并提出了2種解決方案：一是通過(guò)改進(jìn)車身頂棚結(jié)構(gòu)以此來(lái)提高頂棚剛度；二是通過(guò)仿真分析傳動(dòng)軸的參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系模態(tài)的影響，在傳動(dòng)軸輸入端加裝慣量盤來(lái)代替扭轉(zhuǎn)減振器起到降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的作用。最終車內(nèi)噪聲試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了改進(jìn)后的降噪效果。

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