車輛加速異響及轟鳴聲診斷與優化

陳祝健，邱群虎，黃靈河，謝小洋，黃杰巧

（1.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津300300；2.東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州545000）

作為評價汽車性能的一個重要指標之一，NVH性能早已成為消費者購買汽車時重點關注的話題。隨著人們生活水平的提高，消費者對汽車的舒適性要求也越來越高。因此，提升汽車NVH性能是企業提高汽車品牌形象和市場銷量的重要手段之一[1-3]。汽車異響和轟鳴音是影響汽車NVH 性能的最重要因素，也是汽車研發階段最常見的問題，因此快速解決異響和轟鳴音對提高市場競爭力有著重要意義[4-6]。

文中基于振動噪聲理論[7-8]，運用濾波分析法、小波變換技術和仿真手段對某SUV車型1檔、2檔及3檔小油門加速工況、發動機轉速為3 000 r/min時出現的guagua 異響問題進行診斷分析，確定異響產生的根源，同時，也發現發動機轉速為3 000 r/min 時2階轟鳴的根源與產生異響的根源相同。最后制定改進措施并制作樣件。經實車驗證，該優化方案可有效解決異響和轟鳴聲問題。

1 問題分析方法與診斷過程

1.1 小波變換分析

在進行瞬態問題數據分析時，有時需特別關心信號在局部范圍內的時域特征，如異響是在什么時間發生的，這種分析對時域分辨率要求很高，對頻域分辨率要求低。而傅里葉變換不具備精確的時間局部化分析能力，不能有效分析局部信號。短時傅里葉變換也不能敏感地反應信號的突變，因此也不能很好地刻畫突變的信息。小波變換具備很好的時間局部性和變化的時頻分辨率，能對信號進行多分辨率分析，從而滿足了很多非平穩信號需要多分辨率的時頻局部化分析要求。因此小波分析方法成為了目前發展最為迅速的時頻分析方法。文中運用LMS Test.Lab 軟件的Time Frequency Analysis 模塊對測試數據進行時頻處理分析，快速識別出問題時頻和頻域特征，從而快速精準地找出異響產生的根源[9-10]。

1.2 濾波回放分析

LMS Test.Lab 軟件有自帶的音頻回放濾波器，利用濾波器的這種選頻作用可以濾除干擾噪聲或進行頻譜分析。文中利用LMS 帶通濾波器進行音頻回放對比分析，能快速識別異響頻段，從而準確地確認異響的頻率范圍。

1.3 主觀評價

抽取3臺實驗樣車進行主觀評價，均發現1檔、2檔和3 檔小油門加速工況、發動機轉速在3 000 至3 300 r/min 時車內前排出現異響（guagua 顫音），并且存在轟鳴音。初步判斷，該異響來自儀表臺和發動機艙。

1.4 測試與數據分析

為精確確認異響的頻率成分及出現位置，采用采用LMS Test. Lab 測試系統中Signature Testing-Advanced 模塊，對異響最明顯的試驗車進行振動和噪聲測試。該試驗車搭載1.8T 渦輪增壓發動機，車輛半載，試驗路面為平滑的瀝青路面。試驗工況：1擋、2 擋、3 擋POT（部分油門開度）在3 000 r/min～3 500 r/min 范圍反復多次加減速及3 擋WOT（全油門加速）。麥克風布置在駕駛員右耳、儀表臺上方、發動機與前圍之間、排氣歧管及水管附近。在懸置、發動機水管、排氣吊鉤、進氣管路上布置PCB 三向振動傳感器。

采用小波變換技術，對測試數據進行時頻域和帶通濾波音頻回放對比分析，確認異響頻率成分為0.5 kHz～1.5 kHz，濾除該頻率成分后，異響消失。同步分析其它噪聲測點，發現發動機水管（為金屬管，一端連接發動機水室，一端連接水泵）近場及機艙近場噪聲測點中存在該異響頻率成分，確認該異響來自發動機本體。對比分析振動測點，發現水泵連接的水管振動與駕駛員右耳測點異響頻帶一致，而其他測點（懸置、排氣歧管支架、排氣吊鉤、進氣管路）中，僅排氣歧管支架存在600 Hz成分（后確認為該支架模態），但振幅相對較小。綜上，初步認為發動機水管為異響源的可能性最大。數據分析結果如圖1所示。

1.5 水泵連接水管改制驗證

分析發動機水管3擋WOT工況時的振動發現，在轉速為2 800 r/min～3 100 r/min時發動機2階Y、Z向均存在振動峰值，振幅最大2.07 g。初步推斷為該連接水管受發動機激勵產生共振，為進一步確認問題根源，通過增加質量塊改變水管模態、抑制振幅的方法進行驗證，如圖2所示。

對發動機水管加質量塊的試驗車進行主觀評價和測試分析發現：

(1)主觀評價異響出現頻次降低，原狀態每次加速均能出現異響，改制后，僅3擋POT工況偶爾出現輕微異響。

(2)對發動機水管振動和駕駛右耳噪聲進行時頻域對比分析，經改制后水管振動及駕駛員右耳噪聲中異響頻率成分幅值下降，如圖3、圖4和圖5所示。

(3)在3 檔全油門加速工況時，增加質量塊后，駕駛右耳3 028 r/min 2 階噪聲峰值下降4 dB（A），轟鳴聲消除。對應水管X向2 階3 028 r/min 振動峰值由1.21 g 下降至0.88 g，Z向2 階2 840 r/min 振幅峰值由2.1 g下降至0.2 g，但在2 325 r/min出現振幅為1.31 g的峰值，并引起駕駛員右耳對應轉速2階噪聲峰值由53.3 dB（A）上升至59 dB（A）。可見，增加質量塊后，水管振幅下降，模態頻率降低，如圖6所示。

1.6 發動機水管安裝結構分析

圖1 車內及機艙近場噪聲、水管振動時頻域對比

圖2 連接水管上增加約0.8 kg質量塊

圖3 水管Z向振動

圖4 水管振動Z向時頻域曲線

圖5 駕駛員右耳時頻域曲線

圖6 駕駛員右耳聲壓級與水管振動對比

結構件振動產生異響，通常為振動位移較大，并與相鄰件產生運動干涉發出噪聲[11-12]。分析水管的結構及與對手件裝配狀態發現，該水管靠近水泵端的鈑金支架與發動機缸體通過螺栓連接，兩端與發動機水室、水泵連接口對接后通過橡膠密封圈進行密封，可理解為水管兩端為彈性約束，因此，當水管振動位移較大時，水管兩端存在與水室、水泵連接口接觸并產生噪聲的可能。另外，水泵連接水管與發動機是彈性連接，中間僅一個支架固定，此類結構整體剛度較低，容易在發動機正常轉速范圍引起共振，如圖7所示。

圖7 水管安裝方式

此外，該水管及發動機水室出水口通過橡膠軟管與前圍空調(HVAC)系統連接，為主要的振動傳遞路徑。

1.7 初步結論

綜上，結合主觀評價與測試數據分析結果，確認異響和3 000 r/min 2階轟鳴音均為水泵連接水管共振所致。并且，通過拆卸發現，水管接頭與水室接口存在明顯磨痕，如圖8所示，進一步確認了該水管在發動機2階激勵下產生共振時與水室接口存在接觸和相對運動，從而產生異響。

圖8 水管與水室接口

2 水管結構模態分析與優化

在確認水泵連接水管為該異響主要原因后，建立水管CAE分析模型，結合模態測試結果對水管的CAE模型進行修正，開展模態分析和結構優化。

2.1 水管實測模態

因實車狀態下空間狹小，無法開展整車狀態下水管的模態測試，因此選擇在拆卸后的發動機上完成該項測試。模態測試采用LMS Test. Lab 測試系統中Impact Testing 模塊進行信號采集，用力錘進行激勵。傳感器布置在水管上并獲取水管特性，運用移動力錘法進行測量，如圖9所示。

圖9 水管模態試布點位置

在發動機拆卸、水管無冷卻水狀態下水管1 階約束模態為176 Hz，陣型表現為Z向跳動，測試結果如圖10和11 所示。發動機正常運行時水管是注滿水狀態，水溫高達90°C 以上，兩端密封橡膠圈的剛度也會下降。因此，考慮水的重量及溫度影響，在發動機正常運行時水管模態將低于176 Hz。根據發動機附屬件的約束模態設計要求，必須高于發動機工作轉速（最高6 000 r/min）范圍內的2 階激勵頻率（200 Hz），并考慮15%的頻率間隔，因此，必須通過優化，使水管約束模態提升至230 Hz以上。

2.2 水管有限元仿真分析

在既有CAD模型上采用有限元方法，建立水管有限元仿真模型，其中薄板件構件采用殼單元，網格尺寸設定為4 mm，水管接頭密封圈彈性連接使用彈性單元模擬，水管與發動機缸體的固定支架采用剛性連接約束，仿真模型如圖12所示。運行工況下，水管內水加載采用非結構質量模擬。

圖10 水管頻響測試結果

圖11 水管模態測試結果

圖12 水管CAE模型

由于密封圈的剛度未能測試，本案中通過對比實測模態，修正彈性單元（CBUSH)參數使模型仿真結果與實測一致，以確保模型能夠準確模擬水管安裝約束狀態。經調試，模型約束模態計算結果如圖13所示。

圖13 未考慮水質量全約束狀態

未考慮水質量全約束狀態水管1階模態頻率仿真值為176 Hz，陣型主要表現Z向跳動，與實測水管模態一致，模型準確。因此，可在此模型基礎上針對水管進行仿真及優化分析。

2.3 水管優化

方案1，管路增加0.8 kg 質量，仿真結果如圖14所示，水管1 階約束模態為85 Hz，印證了前期異響排查時采用的加質量塊的結果。由于模態降低，在低速工況會帶來車內噪聲峰值上升，不予考慮。

圖14 水管優化方案1

方案2，進水管小頭側（陣型振幅較大）位置增加一個約束支架，支架的厚度為3 mm，通過螺栓與發動機缸體剛性連接，水管1 階約束模態頻率計算結果為266 Hz，如圖15所示，滿足大于230 Hz 的優化目標要求。

圖15 水管優化方案2

表1 水管優化方案對比/Hz

綜上，考慮到優化方案工程化實施可行性，方案2可以借用發動機缸體側現有的安裝孔，容易實施，最終確認增加固定支架為最終工程化方案，并制作樣件進行實車驗證。

2.4 優化方案效果驗證

根據優化方案，在水管上配焊L型支架，并與發動機缸體螺栓連接如圖16所示。

然后進行對比測試分析和主觀評價，結果如下。

(1)增加固定支架后，主觀評價1擋、2擋、及3擋POT（部分油門開度）在發動機轉速為3 000 r/min～3 500 r/min 時異響消除；3WOT 工況駕駛員右耳3 000 r/min下的轟鳴聲消除。

圖16 水管增加支架

(2)測試數據顯示，采用給水管增加支架提高水管模態方案，駕駛員右耳測點和水管振動Z 向測試時域振幅都有明顯的下降，如圖17和圖18所示。

圖17 水管Z向振動時頻域曲線

圖18 駕駛員右耳時頻域曲線

駕駛員右耳3 040 r/min 2 階轟鳴聲下降4 dB，如圖19所示。

3 結語

(1)引起小油門加速工況3 100 r/min“guagua”異響和轟鳴的主因是水泵連接水管安裝模態頻率偏低，受發動機2 階激勵在3 000 r/min 附近產生共振并與對接件接觸而產生異響，采用增加安裝支架提高該水管約束模態的方案可有效消除異響，降低轟鳴聲。

圖19 駕駛員右耳2階曲線

(2)本文研究工作為發動機附屬件模態匹配設計提供了參考思路和借鑒。水泵連接水管與發動機直接相連，兩端接口有橡膠密封圈，此類結構模態通常較低，容易在發動機正常轉速范圍內引起共振，在開發前期一般可以考慮通過增加支架約束方式來提高模態頻率，約束模態頻率最低要求大于230 Hz。

(3)小波變換、濾波回放等信號時頻域分析方法能夠快速有效識別異響類瞬態信號特征。