基于扭振模型載荷的車內轟鳴聲分析與控制*

紀 浩，韋寶侶，韋進光，李小珊，符 琳

(上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心，廣西 柳州 545000)

0 引 言

SUV(Sport Utility Vehicle)具有動力強勁、越野性能優越、空間寬敞舒適等優點，深受廣大中國消費者的喜愛[1-2]。同時隨著消費升級，用戶對車內噪聲、舒適性等NVH(Noise、Vibration、Harshness)問題提出了更高的要求[3]，為此各大汽車廠商投入大量人力物力攻關SUV車內NVH技術難題，也成為各學者研究的熱點課題。

前置后驅的動力傳動系布置形式具有優越的爬坡性能，但由于動力傳動鏈長，形成了一個多質量多自由度的彈性系統，致使傳動系存在35～200 Hz范圍內的扭振寬頻模態[4]。當外界激勵與傳動系某諧量的頻率重合，就會發生扭振共振，進而使車內出現轟鳴聲[5]。宋大鳳[6]等通過集中質量法建立P2混動車型扭振數學模型，并結合激振響應對傳動系扭振影響因素進行了定量分析。Klaus Steinel[7]通過研究不同扭轉減振器剛度、阻尼對扭振影響，發現差速器角加速度變化是車內轟鳴聲最好的評價指標。王東等[8]通過發動機激勵力矩分析傳動系扭振當量系統模型，提出控制主減速器扭振幅值方案，改善車內轟鳴噪聲。目前對扭振的研究主要聚焦傳動系個體，對整車級系統扭矩波動導致的車內轟鳴聲仿真分析研究還很少。

筆者以某前置后驅SUV車型在研發過程中出現的3擋全油門工況下車內轟鳴問題為研究對象，通過LMS Virtual.Lab搭建整車級扭振模型，利用發動機缸壓驅動模型，提取底盤、傳動系與車身所有接附點振動載荷并激振整車噪聲傳遞函數模型，進而提取車內聲腔響應點的噪聲水平，同時仿真模型通過傳動系扭振測試、車內噪聲測試結果對標修正。此研究通過仿真模型分析，提出重新匹配飛輪設計參數改善車內轟鳴聲的方法，并通過實測驗證方案有效性，也為整車級NVH問題優化提供了技術思路。

1 整車扭振模型的建立與驗證

1.1 整車扭振仿真模型的搭建

前置后驅動力傳動系是多質量多自由度的彈性受迫振動，其數學表達式為：

(1)

式中：{θ}為角位移列向量；[I]為轉動慣量矩陣；[C]為黏性阻尼矩陣；[K]為扭轉剛度矩陣；{T}為干擾扭矩矩陣。根據以上理論基礎，利用LMS Virtual.Lab搭建整車級扭振模型，如圖1所示，其中發動機缸體、變速箱、運動副、內力元等模型為了展示效果進行了隱藏。

圖1 整車扭振仿真模型

整車扭振仿真模型的傳動系主要部件參數見表1所列。此方案模擬整車在轉轂環境艙中運行，以發動機各缸壓驅動模型，同時還考慮了電機啟動力矩、發動機缸內阻力矩、離合器接觸力矩、輪胎滑移力矩等影響。 在模型廣義第一飛輪端與變速箱輸入端布置加速度傳感器，提取測點的2階發動機轉速與角加速度曲線。

表1 傳動系主要部件參數

1.2 整車扭振仿真模型的驗證

將前置后驅SUV置于轉轂環境艙中進行扭振實驗，使用Polytec-RLV-5500激光扭振測試儀對該SUV的飛輪端和變速箱輸入端進行了角加速度測試獲得2階次曲線圖。將仿真分析與測試結果進行對比，以此驗證所搭建的整車扭振仿真模型的準確性[9]。圖2展示了3檔全油門加速工況下，發動機轉速在500～3 600 r/min下的飛輪端和變速箱輸入端角加速度2階曲線。

圖2 實測與仿真角加速度對比曲線

從圖2可知，在重點關注的1 950 r/min附近，仿真與測試結果在飛輪輸入端的角加速度均出現了峰值。可以看出飛輪輸入端角的加速度最大仿真值為1915 rad/s-2，仿真與實測峰值相差3.63%，且曲線的變化趨勢相同，因此該本研究所搭建的整車扭振仿真模型與實車基本一致，可用于整車扭振仿真。同時發現由于飛輪減振彈簧的作用，變速箱輸入端的角加速度得到了很好的抑制。

2 整車振動噪聲響應模型搭建與驗證

2.1 白車身有限元模型搭建

此次研究采用HyperMesh軟件對白車身模型進行網格離散，網格尺寸10 mm，白車身模型包括571 118個四邊形單元、9 057個三角形單元，如圖3所示。所搭建的白車身有限元模型重量為482.2 kg，與實測487.9 kg誤差1.2%，誤差在合理范圍內。調用OptiStruct求解器分析白車身前6階模態，結果見表2所列；同時實測了白車身的固有頻率，仿真與實測結果對比最大誤差為-6.9%，表明白車身有限元模型能準確反映實車的振動特性。

圖3 白車身有限元模型 圖4車內聲腔有限元模型

表2 實測與仿真白車身模態對比

2.2 聲固耦合仿真模型搭建

在考慮車內座椅等內飾零部件影響下，利用HyperMesh對車內聲腔進行網格劃分，如圖4所示。車內封閉聲腔的有限元微分方程為：

(2)

式中：M為車內聲腔質量矩陣；K1為車內聲腔剛度矩陣；p為車內聲腔有限元模型節點聲壓；F為車內聲腔所受外載。

在考慮車身振動對車內聲腔的影響，即耦合車身與聲腔，其微分方程為：

(3)

式中:ρ為車內聲腔密度；υ為聲音傳播速度；S為聲固耦合矩陣；L為車身有限元模型節點位移。

此研究考慮了內飾部件的聲阻抗影響，利用HyperMesh中的General Frequency Response模塊搭建了由白車身有限元網格模型和聲腔網格模型耦合的整車振動噪聲響應仿真模型。

2.3 仿真模型激勵載荷獲取

在整車扭振仿真模型的傳動系、底盤與車身所有接附點設置載荷提取傳感器，提取了發動機轉速在1 100～3 100 r/min下各接附點的載荷。包括發動機懸置3個接附點、前Topmount2個接附點、擺臂2個接附點、變速箱3個接附點、傳動軸1個接附點、后副車架4個接附點、后Topmount2個接附點、后彈簧2個接附點，共計19個激勵點。本研究發現各接附點安裝剛度大小對激勵點載荷影響敏感，需試驗確認各接附點實際安裝剛度。圖5展示了擺臂右安裝點X、Y、Z3個方向的激勵載荷。

圖5 擺臂右安裝點各方向激勵載荷

2.4 整車噪聲振動響應模型的驗證

使用LMS SCADAS Mobile數采，實車在轉轂環境艙上采集各檔全油門工況下駕駛員右耳處、后排中間乘客處聲壓，試驗過程及駕駛員右耳處麥克風位置如圖6所示。

圖6 轉轂環境艙車內噪聲采集與前排麥克風位置

用整車扭振仿真模型提取的19個接附點3個方向激勵載荷激振整車振動噪聲響應模型，輸出駕駛員右耳處、后排中間乘客處聲壓曲線。對比實驗與仿真后排中間乘客處聲壓曲線如圖7所示。

圖7 測試與仿真后排中間座椅聲壓曲線對比圖

從圖7可知，車內后排中間乘客處噪聲實測峰值為67.2dB，仿真較實測小1%；測試最大噪聲出現在發動機轉速為1 910 r/min，仿真最大噪聲值出現在發動機轉速為1 955 r/min，誤差為2.4%；仿真與測試的聲壓曲線走向一致性較好。以上數據表明整車噪聲振動響應仿真模型的精度滿足要求。

3 車內轟鳴聲優化與驗證

利用Polytec-RLV-5500激光扭振測試儀實測基礎車飛輪端角加速度，發現飛輪輸入端2階角加速在發動機轉速約1 950 r/min出現峰值，與LMS SCADAS Mobile數采在車內后排中間座椅采集的聲音2階噪聲極值出現的轉速一致，鎖定車內轟鳴聲由傳動系統扭振引起。從圖2可知，飛輪輸出端的角加速度得到了很好的抑制，但飛輪輸入端在發動機轉速1 950 r/min，扭轉角加速度達到了1848 rad/s-2，是引起傳動系扭振最終導致車內出現轟鳴聲的根本原因。

利用整車扭振仿真模型對廣義第一、二飛輪的慣量比、扭振彈簧扭轉剛度參數等進行重新匹配，以降低飛輪輸入端的角加速度，同時用分解出的載荷激振整車振動噪聲響應模型計算出車內響應點聲壓值。經過幾輪的虛擬仿真匹配調試，廣義第一、二級飛輪的前后參數對比見表3所列，同時將原兩級分段變剛度DMF調整為三級分段。

表3 優化前后廣義第一、二飛輪參數對比

對比一、二級飛輪優化前后飛輪輸入端的最大扭轉角加速度從1 915 rad/s-2，下降到1 411 rad/s-2；輸出端最大扭轉角加速度由202 rad/s-2變為216 rad/s-2，基本控制了飛輪輸出端扭轉角速度的增大。將供應商按優化參數做的新樣件對同一輛車進行樣件更換，實測了全油門工況下駕駛員右耳、后排中間座椅乘客處聲壓變化。圖8為優化前后車內測點聲壓的變化情況。

圖8 飛輪參數優化前后車內聲壓實測曲線對比圖

通過優化飛輪相關參數，后排中間乘客聲壓峰值由67.2dB下降到64.4dB，衰減了2.8dB，達到很好的降噪效果，車內轟鳴聲主觀感受也有顯著改善。

4 結 語

(1) 以某前置后驅SUV車型在研發過程中出現車內轟鳴問題為研究對象，搭建整車扭振仿真模型，并通過整車級傳動系扭振測試與仿真結果對標修正。在重點關注的發動機1 950 r/min轉速附近，仿真與測試的飛輪輸入端扭轉角加速度均出現了峰值，最大峰值相差3.63%，且扭轉角加速度曲線的變化趨勢一致，整車扭振仿真模型結果有較高的置信度。

(2) 研究了通過整車扭振仿真模型提取傳動系、底盤與車身各接附點載荷，以激振整車振動噪聲響應模型，計算得到車內響應點的聲壓曲線。在轉轂環境艙上實測車內噪聲為67.2dB，比較實測與仿真聲壓曲線，仿真較實測噪聲峰值小1%，整車噪聲振動響應仿真模型的精度滿足要求。

(3) 提出了通過匹配飛輪參數的優化方法，實測改進前后車內噪聲峰值聲壓由67.2dB下降到64.4dB，衰減了2.8dB，達到很好的降噪效果，車內轟鳴聲主觀感受有顯著改善。

(4) 得到了傳動系扭振導致車內轟鳴NVH問題的整車級聯合仿真技術路線，對預防前期設計因傳動系參數匹配出現的車內轟鳴問題有很好的參考價值，同時也為整車級NVH問題的優化、調校提供了技術思路。