空氣懸架噪聲傳遞路徑優(yōu)化

莊志勇 解賀笑 王猛 朱亮亮 馮陳程

（上汽集團創(chuàng)新研究開發(fā)總院，上海 201800）

1 前言

空氣懸架既可以調(diào)節(jié)車身高度，又可以調(diào)節(jié)彈簧剛度以適應(yīng)不同的路況。近年來，針對空氣懸架的研究主要集中在舒適性和控制方面，使其可靠性更高、功能更強[1-4]。然而，隨著空氣懸架的普及，其自身工作過程中的噪聲受到更多關(guān)注，特別是在沒有其他音源掩蔽的電動汽車上應(yīng)用時。本文針對某電動車型出現(xiàn)的空氣懸架調(diào)節(jié)噪聲問題，通過噪聲傳遞路徑分析查找影響噪聲的主要因素，根據(jù)理論分析提出相關(guān)優(yōu)化方案，并通過仿真和試驗進行驗證。

2 問題描述和測試診斷

2.1 問題描述

某電動車型在開發(fā)過程中，行駛時出現(xiàn)了“嗚嗚”聲，并伴隨著車輛姿態(tài)的調(diào)整，因此判斷噪聲源為空氣懸架。手動調(diào)節(jié)車身升降時，聲音可復(fù)現(xiàn)，噪聲大且品質(zhì)差。該空氣懸架具有自適應(yīng)調(diào)節(jié)功能，因此該聲音出現(xiàn)的概率較高，須進行優(yōu)化。

2.2 空氣懸架結(jié)構(gòu)

如圖1所示，該空氣懸架系統(tǒng)由空氣壓縮機、支架、電源線束、儲氣罐和空氣彈簧等組成。

空氣彈簧補氣過程大致為：空氣壓縮機通過儲氣罐吸氣，之后通過放氣管路利用分配閥將空氣輸送到各輪邊的空氣彈簧。

2.3 初步測試診斷

經(jīng)過主觀評估，噪聲源很容易鎖定為空氣壓縮機。從結(jié)構(gòu)上進行分析，可以得到空氣壓縮機可能的傳遞路徑如圖2所示。

圖2 空氣壓縮機噪聲傳遞路徑

在車內(nèi)駕駛員耳旁布置麥克風(fēng)，在空氣壓縮機本體和空氣壓縮機支架安裝點處布置振動傳感器，對空氣壓縮機噪聲進行測試和分析。同時，為了快速確定空氣壓縮機噪聲的傳遞路徑，對各路徑進行單變量確認。

圖3a 所示為原狀態(tài)車內(nèi)噪聲，噪聲較大的頻率約為60 Hz 和120 Hz。該空氣壓縮機的設(shè)計轉(zhuǎn)速約為3 600 r/min（轉(zhuǎn)速根據(jù)負載變化存在波動），其1 階旋轉(zhuǎn)頻率f=n/60，其中n為空氣壓縮機轉(zhuǎn)速。由此可知，車內(nèi)較大噪聲的頻率對應(yīng)空氣壓縮機的1 階和2 階頻率。圖3b 和圖3c 所示分別為空氣壓縮機本體和空氣壓縮機支架的振動頻率，其主要階次為1階和2階，與車內(nèi)噪聲對應(yīng)較好，且支架的2階振動幅值較空氣壓縮機大，產(chǎn)生了振動放大現(xiàn)象。

圖3 車內(nèi)噪聲和關(guān)鍵點振動測試結(jié)果

斷開空氣壓縮機支架與車身間的連接，車內(nèi)各階次噪聲均大幅減弱，同時可以排除噪聲問題由空氣傳遞路徑造成，如圖3d 所示；將電源線束安裝點脫開，車內(nèi)噪聲輕微改善，如圖3e所示；脫開氣管管路與車身間的連接，車內(nèi)噪聲無改善，如圖3f所示。

3 空氣懸架噪聲傳遞機理分析

經(jīng)初步分析可知，空氣懸架的噪聲源為空氣壓縮機，主要通過車身結(jié)構(gòu)向車內(nèi)傳遞噪聲，應(yīng)重點關(guān)注空氣壓縮機支架的共振。

為了說明該空氣壓縮機的噪聲傳遞機理，根據(jù)其連接方式，建立其簡化模型并進行受力分析如圖4 所示。將壓縮機和支架視為單質(zhì)量，忽略系統(tǒng)阻尼，考慮螺栓連接剛度，該模型可簡化為二自由度強迫振動模型[5]，從結(jié)構(gòu)上可以看出，空氣壓縮機的激勵力通過隔振彈簧和電源線束傳遞到支架，再由支架傳遞到車身，如何減少車身端接受的力或振動是解決該問題的關(guān)鍵。

圖4 空氣壓縮機系統(tǒng)動力學(xué)模型和受力分析

根據(jù)其受力分析情況可得其振動方程為：

式中，m1、m2分別為空氣壓縮機和支架的質(zhì)量；x1、x2分別為空氣壓縮機和支架的位移；x?1、x?2分別為空氣壓縮機和支架的加速度；k1為隔振彈簧剛度；k2為支架螺栓剛度；k3為線束等效剛度；f(t)為激勵力。

假設(shè)激勵力為正弦激勵，即f(t)=Fsin(ωt)，其中，F(xiàn)為激勵力的最大幅值、ω為激勵圓頻率，則空氣壓縮機和支架的響應(yīng)分別為x1=Asin(ωt)和x2=Bsin(ωt)，其中，A、B分別為空氣壓縮機和支架位移最大幅值。對x1和x2兩側(cè)求二階導(dǎo)數(shù)并帶入式（1）和式（2），可得：

由式（3）和式（4）求解可得空氣壓縮機及其支架的響應(yīng)方程分別為：

式中，Δω=(k1+k3-m1ω2)(k1+k2-m2ω2)-k1(k1+k3)。

隨著ω的增大，支架的位移幅值響應(yīng)出現(xiàn)2個峰值，當Δω=0時，系統(tǒng)的振動幅值最大，此時求解獲得的ω有效根分別為空氣壓縮機與支架間的模態(tài)頻率和支架與車身間的模態(tài)頻率。因此，為了減小支架振動，必須使激勵頻率盡量避開系統(tǒng)模態(tài)頻率。降低支架振動響應(yīng)的方式有2種：一是支架模態(tài)頻率盡量提高，空氣壓縮機隔振彈簧剛度盡量減小，使兩階模態(tài)的頻率跨距盡量大，激勵頻率位于兩階模態(tài)頻率之間；二是將支架與車身的連接改為軟連接，即系統(tǒng)的兩階模態(tài)頻率均減小，遠小于激勵頻率。

此外，還需考慮通過支架的車身接附點結(jié)構(gòu)傳遞引起的車內(nèi)噪聲，即開展噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function，NTF）分析，其基本機理是假設(shè)車身的N個點受到激勵力的作用，第i個激勵點引起的車內(nèi)噪聲響應(yīng)Pi可表示為：

式中，Hi(ω)為噪聲傳遞函數(shù)；Fi(ω)為作用在支架的車身接附點處的激勵力頻譜。

假設(shè)車身為線性系統(tǒng)，則N條結(jié)構(gòu)路徑引起的車內(nèi)噪聲Ps可以表示為：

即每條路徑引起的噪聲幅值和相位相疊加即為結(jié)構(gòu)引起的噪聲總量[6-9]。

基于以上理論，空氣懸架的噪聲優(yōu)化方向有2個：一是減少空氣壓縮機支架到車身的振動傳遞，主要方向是優(yōu)化系統(tǒng)模態(tài)頻率；二是優(yōu)化空氣壓縮機支架的車身接附點到車內(nèi)的NTF。

4 優(yōu)化方案

4.1 空氣壓縮機模態(tài)頻率優(yōu)化

系統(tǒng)的其中一階模態(tài)頻率為空氣壓縮機與支架間的模態(tài)頻率，空氣壓縮機與支架間使用彈簧連接，且受到線束的約束，根據(jù)第3 節(jié)的理論分析，首先進行系統(tǒng)模態(tài)頻率優(yōu)化，方法為減弱線束的連接剛度，將線束的包裹材料由布基膠帶改為布套，優(yōu)化后線束更軟，如圖5a 所示，空氣壓縮機模態(tài)頻率實測結(jié)果圖5b 所示，1 階模態(tài)頻率由11 Hz 降低為6.5 Hz。前文提到，斷開線束后車內(nèi)噪聲存在輕微改善，一方面是因為消除了一條傳遞路徑，另一方面是因為空氣壓縮機模態(tài)頻率進一步遠離激勵頻率，使系統(tǒng)隔振效果更好。

圖5 電源線束包裹材料優(yōu)化及空氣壓縮機模態(tài)頻率變化情況

4.2 空氣壓縮機支架模態(tài)頻率優(yōu)化

支架模態(tài)頻率優(yōu)化有2 種方案，都是為了使模態(tài)頻率避開激勵頻率。針對提高支架模態(tài)頻率的方案（方案1），為了充分避開空氣壓縮機的前兩階激勵頻率，結(jié)合有限元分析，將支架三點安裝改為四點安裝，如圖6a所示。空氣壓縮機支架模態(tài)頻率優(yōu)化前、后頻率響應(yīng)實測對比結(jié)果如圖6b 所示，可以看出，原狀態(tài)支架的模態(tài)頻率為119 Hz，與空氣壓縮機二階激勵頻率較為接近，為二階振動放大的原因，優(yōu)化后模態(tài)頻率提升至220 Hz。

圖6 空氣壓縮機支架優(yōu)化前、后結(jié)構(gòu)和頻率響應(yīng)

針對降低模態(tài)頻率的方案（方案2），將支架與車身的連接改為軟連接，如圖7a所示。經(jīng)過襯套剛度調(diào)試，支架模態(tài)頻率調(diào)整為23 Hz，遠小于激勵頻率，頻率響應(yīng)函數(shù)幅值如圖7b所示。

圖7 支架與車身間的襯套連接及其頻率響應(yīng)

4.3 車身NTF優(yōu)化

為了減少車身端接受的振動，提高接附點動剛度是常用的方法，參考有限元分析結(jié)果，在支架加強方案的基礎(chǔ)上，將安裝點選取在動剛度較大的縱梁翻邊和端部位置，并在縱梁內(nèi)部增加支撐，如圖8a所示。

圖8 車身NTF優(yōu)化方案和優(yōu)化效果

優(yōu)化支架的車身接附點后，接附點動剛度和車內(nèi)噪聲聲壓級實測結(jié)果如圖8b和8c所示。20~300 Hz范圍內(nèi)的平均動剛度由2 500 N/mm 提升到6 200 N/mm，同時車內(nèi)單位激勵力下的車內(nèi)噪聲響應(yīng)明顯降低，200~250 Hz 范圍內(nèi)的噪聲聲壓級降低10 dB以上。

5 試驗驗證

空氣壓縮機的運行轉(zhuǎn)速較為穩(wěn)定，測試數(shù)據(jù)屬于偏穩(wěn)態(tài)信號，因此后續(xù)的方案測試結(jié)果以1/3 倍頻程顯示，包裹材料優(yōu)化、支架隔振和支架加強+車身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化3種方案的噪聲聲壓級試驗結(jié)果如圖9所示。

圖9 優(yōu)化前及各優(yōu)化方案車內(nèi)噪聲聲壓級試驗結(jié)果

支架隔振和支架加強+NTF優(yōu)化方案對1階和2階噪聲均有很好的抑制效果，特別是后者，但后者會導(dǎo)致250 Hz 處振動幅值增大，這是由空氣壓縮機3階激勵支架模態(tài)導(dǎo)致的，主觀評價2個方案效果相當，均可接受，但后者的改動量和成本較高；電源線束包裹材料優(yōu)化方案效果較差。綜合以上試驗結(jié)果，本文最終選取支架隔振方案，采用該方案時1階和2 階噪聲聲壓級分別減小4 dB(A)和14 dB(A)，優(yōu)化后車內(nèi)幾乎感知不到空氣壓縮機的工作噪聲。

6 結(jié)束語

本文基于某車型空氣懸架的噪聲問題，通過噪聲的傳遞路徑機理分析，試驗驗證了理論分析的正確性，并提出了優(yōu)化方案。主要得出以下結(jié)論：

a.影響空氣懸架噪聲傳遞的主要因素為空氣壓縮機系統(tǒng)模態(tài)頻率和車身安裝點NTF；

b.空氣壓縮機支架與車身間應(yīng)優(yōu)先使用軟連接，有利于隔振和阻斷結(jié)構(gòu)噪聲傳遞；

c.需控制安裝點平均動剛度大于6 000 N/mm，車內(nèi)噪聲響應(yīng)小于55 dB；

d.電源線束的包裹材料影響自身剛度，從而對空氣壓縮機模態(tài)頻率影響較大，前期設(shè)計階段應(yīng)該充分考慮該情況。