微車扭振引致車內(nèi)轟鳴聲的多平臺聯(lián)合仿真

田涌君，向 偉，胡濟(jì)民，李洪亮，石月奎，丁渭平

（1.中國汽車技術(shù)研究中心 汽車工程研究院，天津300162；2.西南交通大學(xué) 汽車工程研究所，成都610031）

傳動系扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲已成為FR 型多功能車（MPV）的共性問題。由于FR型MPV普遍搭載4缸汽油發(fā)動機(jī)，受4缸機(jī)發(fā)火特性的影響，2階扭矩波動往往較為明顯[1]。加之FR車型的傳動系空間布置較長，致使傳動系本體存在的敏感頻率范圍（＜200 Hz）內(nèi)的扭振模態(tài)。主要由2 階轉(zhuǎn)矩波動激起的較大傳動系扭振響應(yīng)幅值通過后懸架直接作用于車身，引起車身薄壁板件的振動進(jìn)而輻射出較大的聲能[2]，極大影響車內(nèi)駕乘人員的舒適感。

針對扭振引起的車內(nèi)轟鳴聲仿真研究，當(dāng)前主要聚焦于傳動系本體。應(yīng)用當(dāng)量或連續(xù)體計算方法，通過選擇合理的傳動系零部件剛度、慣量匹配方案或增加雙質(zhì)量飛輪、扭轉(zhuǎn)減振器等措施進(jìn)而達(dá)到減小后懸架因扭振引起的振動響應(yīng)幅值的目的[3]。該方法的合理、正確應(yīng)用雖能在概念設(shè)計階段獲悉傳動系的扭振水平，但由于并未完整考慮扭矩波動的傳遞路線，無法為樣車調(diào)教、整改階段提供整改思路與方向。

以國內(nèi)某自主車企中一款暢銷MPV 車型為研究、工作對象，為很好地呈現(xiàn)在發(fā)動機(jī)特定轉(zhuǎn)速下車內(nèi)第三排乘客的強(qiáng)烈轟鳴感受，通過傳動系一維仿真模型、懸架多體動力學(xué)模型以及車身聲振響應(yīng)模型，搭建一套扭矩波動傳遞全過程的仿真分析模型，為MPV車型正向研發(fā)中的扭振NVH問題提供一條完整的仿真技術(shù)路線[4]。

1 扭振引致車內(nèi)轟鳴聲仿真技術(shù)路線探究

通過CAE手段完整地反映扭振傳遞路徑特點，通過試驗與仿真相結(jié)合的方式，配合以當(dāng)量分析方法、多體動力學(xué)分析方法、有限元分析方法，搭建一套多平臺聯(lián)合仿真模型。具體思路如圖1所示。

圖1 扭振引致車內(nèi)轟鳴聲仿真技術(shù)路線

為完整地反映扭振引致車內(nèi)轟鳴聲現(xiàn)象。通過整車級車內(nèi)噪聲測試、傳動系扭振測試，為仿真結(jié)果提供對標(biāo)參數(shù)；通過零部件試驗為后續(xù)多體動力學(xué)模型提供仿真輸入?yún)?shù)；以當(dāng)量分析模型為后懸架多體動力學(xué)提供轉(zhuǎn)矩波動激勵輸入；以多體動力學(xué)分析為整車車內(nèi)轟鳴聲提供力波動輸入。各模型之間，通過與試驗數(shù)據(jù)的對比進(jìn)而驗證模型的準(zhǔn)確性。

圖1所示技術(shù)路線，不僅適用于扭振引致的車內(nèi)轟鳴現(xiàn)象，更可應(yīng)用于其它整車級NVH問題。這種從振動源，經(jīng)傳遞路徑，到整車響應(yīng)的完整傳遞鏈分析模型，相較于僅從振動源角度的仿真方法更為嚴(yán)謹(jǐn)和完善，可為整車級NVH的改善與優(yōu)化提供更多的思路和方向。

2 傳動系扭振當(dāng)量分析及整車NVH試驗。

基于傳動系當(dāng)量分析方法，根據(jù)某微車傳動系CAD模型及相關(guān)供應(yīng)商提供的零部件參數(shù)，獲取了表1所示的傳動系當(dāng)量參數(shù)[5]。搭建了如圖2所示的當(dāng)量模型。

圖2 傳動系扭振當(dāng)量計算模型

如圖3所示，在整車半消聲室轉(zhuǎn)轂試驗臺上，進(jìn)行了整車傳動系扭振及車內(nèi)噪聲同步測試，重點測試了在全油門（1 000 r/min～3 000 r/min）工況下主減速輸入端的轉(zhuǎn)速波動以及第三排中間乘客位置聲壓曲線。

圖3 整車半消聲室試驗

通過與當(dāng)量分析仿真數(shù)據(jù)對比，得到了如圖4所示的對比曲線。

圖4 試驗與仿真對比曲線

表1 當(dāng)量分析方法計算參數(shù)

從圖4中可以看出，試驗值與仿真值在重點關(guān)注的1 500 r/min附近峰值相差6.8%，在1 500 r/min重點關(guān)注轉(zhuǎn)速下，測試值與仿真值較為接近，在工程允許范圍內(nèi)。

3 面向扭振的后懸架多體動力學(xué)模型

通過傳動系當(dāng)量分析模型獲取了如圖6所示的某前置后驅(qū)型MPV 車型主減速器輸入端的轉(zhuǎn)矩波動激勵曲線。為獲得由扭振引起的懸架與車身連接點的振動響應(yīng)曲線，基于零部件臺架試驗，獲取了減振器、彈簧、橡膠襯套的力學(xué)特性曲線，結(jié)合整車CAD 數(shù)模，搭建了如圖5所示的扭矩波動激勵下懸架與車身連接點的多體動力學(xué)仿真模型。

圖5 扭矩波動激勵懸架與車身連接點振動仿真模型

其中，懸架與車身連接點（左右減振器與車身連接點、左右擺臂與車身連接點、左右彈簧與車身連接點）通過橡膠襯套連接；在整車質(zhì)心位置賦予整備質(zhì)量，質(zhì)心位置施加轉(zhuǎn)動約束；為避免行進(jìn)過程中路面激勵對于懸架振動響應(yīng)的影響，路面使用完全平直優(yōu)良路面；在主減速器輸入端施加圖6所示的主減速器輸入端轉(zhuǎn)矩波動時域信號曲線。

圖6 主減速器輸入端轉(zhuǎn)矩波動時域信號

將圖5仿真獲取的后懸架左右彈簧、減振器、擺臂等與車身連接點位置的三向力激勵作為扭振引致車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)的激勵輸入文件。

4 基于扭振激勵的車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)模型

根據(jù)如下式所示結(jié)構(gòu)振動方程[6]。

式中：[Me]——結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣；

[Ce]——結(jié)構(gòu)阻尼矩陣；

[Ke]——結(jié)構(gòu)剛度矩陣；

{Fe}——結(jié)構(gòu)外激振力基于有限元分析方法。應(yīng)用有限元分析軟件，建立了如圖7所示的聲學(xué)響應(yīng)分析模型，仿真獲取了如圖8所示在純扭矩波動激勵下整車后排中間乘客位置聲壓曲線。

圖7 后懸架與車身連接點力激勵下車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)仿真模型

圖8 后排中間乘客仿真與測試聲壓級對比曲線

從圖8中可以看出，仿真與測試曲線在重點關(guān)注的1 000 r/min以及1 500 r/min時皆存在較為明顯的聲壓峰值。仿真數(shù)值能很好地反映主觀測試時壓迫耳膜的較為強(qiáng)烈的轟鳴感受。

同時，在幅值上仿真與測試之間存在一定的偏差。由于在仿真時無法添加類似于座椅、頂棚毛氈、地毯、前圍聲學(xué)包等吸、隔聲材料，致使在仿真時無法消減部分聲能。同時，實際車身板件結(jié)構(gòu)往往存在阻尼屬性，而在仿真中，板件阻尼特性通常難以表達(dá)，致使在計算過程中振動能量得不到衰減，進(jìn)而出現(xiàn)仿真值偏大的情況。

4 結(jié)語

（1）基于傳動系當(dāng)量仿真分析方法、多體動力學(xué)方法、聲振耦合分析方法，結(jié)合整車及零部件試驗所獲取的仿真基礎(chǔ)參數(shù)，搭建了傳動系扭振引致車內(nèi)轟鳴聲學(xué)問題的完整仿真分析模型，得到了完整的仿真技術(shù)路線。

（2）基于扭振引致車內(nèi)轟鳴聲的仿真分析方法能應(yīng)用于整車概念設(shè)計階段，在概念設(shè)計階段便可預(yù)防因扭振引起的車內(nèi)轟鳴現(xiàn)象，減少因不合理設(shè)計、匹配引起的NVH 問題。同時，也能應(yīng)用于樣車調(diào)校階段，為實車調(diào)校提供整改方向，指導(dǎo)調(diào)校工作，減少工程師試驗工作量。