基于發動機激勵的整車結構噪聲優化設計

龐崇劍，常光寶，李小梅，李書陽，王玉雷

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

0 引言

發動機結構噪聲作為乘用車噪聲最大貢獻源，直接反映用戶體驗，在加速中極易引起乘客不滿和抱怨[1-3]，一直是NVH工程師最大難題之一。為解決發動機結構噪聲，在不更改發動機內部運動件的情況下，眾多學者一直在不斷做著各方面的研究和嘗試。近十年來，懸置系統解耦率分析方法已經非常成熟[4-6]，對NVH工程應用起到非常重要的指導作用。發動機接附點模態動剛度結構有限元仿真與優化[7-9]，避免了結構剛性不足所帶來的結構噪聲問題。車身傳遞函數仿真分析優化技術[10-12]，改善了對發動機激勵結構噪聲的放大傳遞作用。在應用這些研究成果過程中發現所有的分析僅僅考慮到子系統本身的性能，但整車是一個整體系統，子系統本身性能良好，不代表裝配后的整車性能良好。整車狀態的仿真分析也大部分在有前一階段的載荷數據后才能開展。本文作者采用多體動力學進行發動機動力學分析，實現模擬發動機階次載荷，結合有限元仿真技術，對整車進行發動機階次分析，并合成與預測車內噪聲。

1 仿真優化方法理論

1.1 傳遞路徑技術理論

發動機激勵結構噪聲模型簡化如圖1所示，發動機內部燃燒爆發力引起整機振動，經發動機懸置系統隔振后，對車身產生激勵力。激勵力經車身進行傳遞，經過放大或衰減作用后產生響應，通過人的觸覺或聽覺感受到發動機激勵所引起的結構振動和噪聲。

圖1 發動機激勵結構噪聲模型

其TPA模型可簡化為圖2所示的數學模型，用數學公式表示為式(1)。若想改善發動機激勵結構噪聲，從式(1)上看，車內噪聲響應P是由各激勵源激勵Fi和對應的傳遞路徑Hi共同決定的，優化響應P的過程中需要兼顧考慮更改激勵力Fi和更改傳遞函數Hi，若一味改善激勵力Fi，但傳遞函數Hi卻剛好很差，那么即便投入大量的精力和財力進行NVH優化，結果的噪聲響應P也得不到良好的控制。只有綜合考慮Fi和Hi，才有可能花最少的代價得到最佳的效果。

(1)

圖2 TPA數學模型

1.2 整車仿真方法

1.2.1 激勵力與傳遞路徑模擬

振動噪聲TPA模型里的激勵力是由結構運動所引起，而多體動力學的最大優勢是能快捷方便而準確地模擬結構運動，所以本文作者采用多體動力學模擬發動機的旋轉運動。在建模方面，為了獲得精確的運動結構的邊界條件，本文作者采用柔性體建立車身模型。另外，在仿真分析方面，有限元在NVH噪聲響應分析及優化方面有優勢，本文作者采用有限元進行帶內飾車身模擬，以激勵力作為邊界加載條件。

1.2.2 發動機缸壓分析原理

氣缸壓力和曲柄連桿機構的往復慣性力是發動機激勵的主要成分，見圖3和圖4，氣缸壓力需通過測試獲取，往復慣性力可通過運動學計算得到。獲取4缸4沖程發動機的缸壓具體方法見公式(2)—公式(4)。

二階往復慣性力：

∑Fι2=-4Mrecλrω2cos2θ

(2)

二階往復慣性扭矩慣性扭矩：

∑Ti=2Mrecr2ω2sin2θ

(3)

氣體壓力力矩：

(4)

圖3 慣性力和慣性扭矩

圖4 氣體壓力力矩

1.2.3 發動機激勵噪聲分析流程

發動機激勵噪聲分析流程如圖5所示。

針對搭載的發動機進行缸壓測試，搭建發動機MBD模型，基于MBD仿真將各轉速下缸壓轉換為曲軸中心階次力，進而利用NVHD動力系統仿真平臺進行工況制定及求解。該分析流程不依賴于具體車型，適用于任何搭載此款發動機的車輛，最大限度地實現了整車動力系統NVH仿真方法的可移植性，如圖5所示。

2 某車型噪聲優化

某車型在3擋全油門加速過程中，存在低頻轟鳴聲現象。首先通過對發動機激勵進行分析，獲得整車發動機的激勵，然后加載到整車有限元模型，分析因整車動力系統引起車身振動而產生的車內噪聲響應，進一步利用TPA仿真診斷方法對傳遞路徑進行診斷。為尋找優化方案，本文作者對該車型進行整車仿真模擬。

2.1 激勵力模擬

2.1.1 載荷數據獲取

在發動機環境試驗室利用發動機臺架測量在怠速、加速、高擋低速工況下發動機缸壓，得到氣缸隨曲軸角度變化的曲線，利用軟件二次開發代碼進行相應的自動處理轉化為仿真輸入數據。載荷數據處理過程如圖6所示。

2.1.2 發動機的柔性化曲軸系統

將曲軸CAD模型進行有限元網格劃分，并進行模態縮減，替換發動機動力學模型中的剛體模型，進行動力學精細化計算。圖7為柔性化后的剛柔耦合發動機動力學模型。

圖7 剛柔耦合發動機動力學模型

2.1.3 激勵力獲取

如圖8所示，將測試缸壓加載至活塞端面，進行MBD時域仿真分析，得到曲軸中心軸承處的時域載荷。同時，根據曲軸轉速將時域載荷轉換成角度域載荷，進行FFT變換，轉換成該轉速下的階次力(0.5∶0.5∶12)。

圖8 激勵力獲取

2.2 整車噪聲分析

2.2.1 整車響應計算

通過建立包括底盤懸架和發動機在內的整車有限元模型，如圖9所示。將激勵力模擬提取的載荷力譜分別加載到曲軸中心和缸體中心，進行整車強迫響應計算，得到各發動機轉速下駕駛員位置的整車噪聲聲壓級，如圖10所示。

圖9 整車有限元模型

圖10 整車響應分析

2.2.2 試驗驗證

為驗證仿真分析結果，在3擋全油門加速工況下，對樣車進行了駕駛員位置的整車噪聲測試，并與仿真結果進行了對比，對比結果如圖11所示?？煽闯?，噪聲仿真與測試結果的整體趨勢吻合較好，由此推斷仿真結果的有效性。

圖11 仿真測試曲線對比

2.3 結果分析

從圖11看出，在3擋全油門加速工況下，發動機轉速在低轉速(1 000～1 500 r/min)、中轉速(3 200～3 600 r/min)和高轉速(4 300～4 500 r/min)3個轉速區間時，駕駛員位置噪聲聲壓級大幅升高，出現加速轟鳴的現象。其中發動機高轉速區間內出現的噪聲問題最為嚴重，是此課題需要解決的主要問題。

針對此噪聲問題，利用TPA仿真分析方法對高轉速區間噪聲問題進行診斷，診斷結果如圖12所示。

圖12 基于TPA方法的高轉速區間噪聲問題診斷結果

圖12(a)結果表明轟鳴的最主要貢獻路徑為右驅動軸與右前車輪接附點，該路徑貢獻量達到82%。從圖12(b)(c)可以看出，傳遞函數處于一個較低的水平，傳遞力高達60 N。結合該轉速下的整車ODS和模態貢獻量可知，該轉速頻率與右驅動軸彎曲模態相接近，引起了右驅動軸的共振，從而引起該轉速下的轟鳴，見圖12(d)和圖12(e)。

2.4 優化

對于驅動軸模態問題，此次優化思路就是給驅動軸增加2個動力吸振器，每一個動力吸振器為350 g，吸振頻率為125 Hz，減震器的布置位置見圖13。圖14為對驅動軸不同減震器設計方案的結果對比，發現在4 000～5 000 r/min轉速區間轟鳴聲都有明顯改善，噪聲降低大致5 dB。

圖13 減震器布置位置

圖14 優化結果曲線

3 結論

(1) 整車NVH問題是一個整車匹配問題，單獨優化車身或單獨優化底盤，不代表能解決整車的NVH問題，因此需要將各個系統搭建到整車模型內進行分析優化。

(2)文中提供了一種較為準確的整車模擬仿真分析方法，可綜合考慮車身與動力底盤之間的匹配關系，可在整車開發前期對發動機激勵噪聲問題做出準確預測。

(3)根據傳遞路徑貢獻量結果對車身與動力底盤系統進行整車匹配，可有效指導優化方向，避免盲目設計，也可用于后期的NVH改進。