基于傳遞路徑分析對駕駛室內(nèi)轟鳴問題的改進

李京福 鄂世國 葛鑫 郭風晨

（華晨汽車工程研究院）

如何改善駕駛室內(nèi)的聲學環(huán)境、降低車內(nèi)噪聲水平、提高車輛NVH 性能已成為當今汽車界研究的重點之一。大量研究和試驗表明，發(fā)動機激勵引起的車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲大部分由發(fā)動機慣性激勵引起?；谧酉到y(tǒng)頻率響應(yīng)的傳遞路徑分析（TPA），可確定各子系統(tǒng)的傳遞路徑流入的激勵能量在整個問題中所占的比例，識別對車內(nèi)噪聲貢獻最大的傳遞路徑。同時可以對比分析每條路徑的傳遞函數(shù)和傳遞激勵，綜合分析引起傳遞噪聲過大的原因[1]，對噪聲傳遞路徑識別及車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲控制具有重要的理論意義和工程價值[2]?；诖耍恼乱阅砈UV 為研究對象，針對其駕駛室內(nèi)的噪聲情況進行了分析與改善。

1 駕駛室內(nèi)噪聲

在某SUV 工裝樣車階段，車內(nèi)前排乘員主觀感受發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到3 500 r/min 時，存在明顯轟鳴聲。通過加速噪聲客觀試驗測試可以明顯發(fā)現(xiàn)：加速噪聲中2 階成分在3 500 r/min 存在明顯的峰值，且超出指標12 dB。鑒于試驗方法查找問題較為困難，需借助仿真手段進行問題根源的查找。

在建模過程中應(yīng)結(jié)合實際情況對模型進行適當簡化。假設(shè)車身結(jié)構(gòu)為線性系統(tǒng)，在該系統(tǒng)上所有激勵力的分量和某接受體形成總的響應(yīng)系統(tǒng)[3]。發(fā)動機通過3 個懸置點與車身相連，每個懸置考慮X，Y，Z 3 個平動自由度，則發(fā)動機振動共通過3×3 即9 條路徑傳遞到車身。由此，影響駕駛室內(nèi)噪聲問題共有9 條傳遞路徑。

2 車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑分析

總響應(yīng)噪聲主要是由載荷或噪聲傳遞函數(shù)（NTF）決定的[4]。TPA 考慮來自各方向不同路徑的所有貢獻量構(gòu)成的總響應(yīng)，找出對車內(nèi)振動噪聲起主導作用的路徑，通過優(yōu)化具體問題路徑，使車內(nèi)振動噪聲控制在目標值之內(nèi)。通過有限元方法中的板貢獻量分析快速地找出引起駕駛室轟鳴的板件，對其進行優(yōu)化。

2.1 仿真模型創(chuàng)建

車身是噪聲與振動的傳遞通道，各種噪聲與振動源通過車身傳入車內(nèi)。分析車身結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性可以更好地掌握振動傳遞和噪聲產(chǎn)生的機理，進而為車內(nèi)噪聲預測、傳遞路徑分析以及板件聲學貢獻分析等提供依據(jù)。準確的有限元模型是查找問題的基礎(chǔ)和前提，某SUV 的TrimmedBody 有限元模型，如圖1 所示。

圖1 某SUV TrimmedBody 有限元模型

激勵力和頻率響應(yīng)函數(shù)是TPA 分析的輸入量。本研究中發(fā)動機的激勵力識別采用的是逆矩陣法，懸置處傳感器布點，如圖2 所示。使用所有的載荷和參考點之間的傳遞函數(shù)進行計算，通過被動側(cè)測試點響應(yīng)與傳遞函數(shù)逆矩陣相乘得到載荷力。

圖2 某SUV 懸置傳感器布點

2.2 仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對標

基于TrimmedBody 模型，在懸置中心處加載發(fā)動機加速實際激勵，利用TPA 法得到駕駛室內(nèi)的噪聲響應(yīng)。仿真與試驗對標，如圖3 所示。仿真問題頻率出現(xiàn)在3 670 r/min 處，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果比較接近，可以接受。

圖3 駕駛員右耳噪聲曲線仿真與試驗對比情況

在3 670 r/min 處，經(jīng)過TPA 分析發(fā)現(xiàn)從發(fā)動機懸置Z 向到駕駛員右耳處路徑的貢獻最大，路徑貢獻量，如圖4 所示。由于通過試驗手段進行優(yōu)化，需要在路徑上增加方案不斷驗證，周期較長，而通過仿真手段則能夠快速進行方案驗證，指導設(shè)計進行工程更改。

圖4 各路徑到駕駛員右耳處噪聲貢獻量圖

3 670 r/min 對應(yīng)2 階頻率為122 Hz，在122 Hz 處駕駛員右耳噪聲傳遞函數(shù)存在明顯峰值，為54.9 dB，高于其他路徑峰值，如圖5 所示。

圖5 發(fā)動機懸置Z 向傳遞函數(shù)示意圖

3 問題根源查找

汽車受發(fā)動機激勵力的作用，該力通過不同的傳遞路徑引起車身結(jié)構(gòu)板件的振動，從而向車內(nèi)輻射大量噪聲。因此為了準確找到車內(nèi)的輻射板件，需要進行板貢獻量分析。由于查找問題板件的精確程度取決于板劃分的細致程度，對于較大且垂直于X 向的板件（如風擋、火墻、下橫梁等）需要劃分成2～3 塊板。板塊劃分，如圖6 所示。

圖6 某SUV 耦合板劃分示意圖

板貢獻量分析，如圖7 所示。通過板貢獻量分析發(fā)現(xiàn)：右側(cè)玻璃下橫梁貢獻最大，為44.5%；其次為右側(cè)風擋玻璃貢獻，為20%；右側(cè)火墻貢獻21.1%。由此可見，122 Hz 處NTF 產(chǎn)生峰值是由于右側(cè)局部振動并與聲腔產(chǎn)生耦合引起的，并且右側(cè)玻璃下橫梁出風口處貢獻最大。

圖7 板貢獻量分析圖

利用工作模態(tài)動畫（ODS）分析發(fā)現(xiàn)：122 Hz 處聲腔沿X 向的模態(tài)與出風口的局部振動發(fā)生耦合，如圖8 所示。由于NTF 的峰值取決于板件的振動，因此可以鎖定其為噪聲問題的來源。

圖8 122 Hz 汽車空調(diào)出風口ODS 示意圖

4 方案改進

4.1 仿真驗證

實車測試時，將動力吸震器放置在仿真方法找出的問題來源位置，駕駛員右耳處噪聲峰值明顯下降，轟鳴問題得到改善。進一步分析發(fā)現(xiàn)，此SUV 車型下橫梁靠近空調(diào)出風口，板件厚度為0.8 mm，上下跨度較大，且沒有局部支撐。利用仿真模型，在空調(diào)出風口附近增加2 個立板，分別沿著出風口上下支撐和斜向搭接到流水槽上方，如圖9 所示。

圖9 某SUV 空調(diào)出風口改進方案示意圖

優(yōu)化后，在122Hz 處，從發(fā)動機懸置Z 向到駕駛員右耳的NTF 明顯改善，前后對比情況，如圖10 所示。

圖10 某SUV 空調(diào)出風口優(yōu)化前后噪聲對比示意圖

4.2 測試驗證

根據(jù)仿真驗證的方案進行樣件試制，并用于實車主觀測評和客觀數(shù)據(jù)測試。實車方案，如圖11 所示。

圖11 仿真驗證后的樣件用于實車方案示意圖

最終實車主觀感受駕駛員右耳轟鳴問題消失，經(jīng)客觀評價，在3 500 r/min 處的噪聲響應(yīng)峰值由75 dB下降到64 dB，下降明顯，雖略高于指標，但可接受。改進前后噪聲響應(yīng)對比情況，如圖12 所示。

圖12 改進前后實車噪聲響應(yīng)曲線對比圖

5 結(jié)論

文章針對某款SUV車型發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到3 500 r/min時產(chǎn)生的轟鳴問題，基于TPA 分析原理，并利用仿真手段進行問題根源的查找，最后結(jié)合試驗對車內(nèi)噪聲問題進行改善。通過轟鳴問題的解決分析，證明了基于TPA 方法，利用TrimmedBody 模型計算整車發(fā)動機加速噪聲方法的可行性和適用性，同時也證明了TPA 方法是一種能夠快速、高效解決駕駛室轟鳴問題的方法。文章中空調(diào)出風口的設(shè)計缺陷，也為設(shè)計師提供了應(yīng)避免無特征大板件設(shè)計的設(shè)計思路。板件的輻射振動對轟鳴問題有較大影響，可能引起整車NVH 問題。因此在開發(fā)前期設(shè)計時，要盡量提高板件的剛度，使其與聲腔模態(tài)和發(fā)動機激勵頻率錯開，防止共振的發(fā)生。