涂晴,鄧欣,鄧磊,張宏偉,袁振松
1.江鈴汽車股份有限公司,江西南昌 330052;2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室,江西南昌 330052;3.寶雞職業技術學院,陜西寶雞 721000
隨著國內消費生活水平的提高,消費者對汽車的要求也越來越高,汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(NVH)已成為消費者的重要關注點。NVH性能給車內人員帶來的感受是最直接的,會直接影響消費者對車輛的選擇。因此,NVH性能已成為各主機廠在產品開發過程中極其重要性能。
加速車內轟鳴是車輛行駛過程中較為常見的振動噪聲問題,轟鳴根本原因是共振引起的。當汽車出現加速車內轟鳴時,易造成車內人員耳朵出現壓迫感、頭暈甚至嘔吐等[1]。
劉勝等[2]對車輛加速過程中出現的轟鳴問題,通過試驗相關測試分析,確定空濾殼體模態偏低是導致加速轟鳴主要原因,同時通過CAE對其模態進行提升,實車上驗證轟鳴改善明顯。劉鋼等[3]在通過對中冷器支架進行模態提升,同時改善中冷器橡膠墊的隔振效果,解決了車內轟鳴問題。李金錄等[4]通過CAE分析并利用GPA和ODS等診斷方法確定了對車內噪聲影響最大的鈑金,通過對鈑金結構優化,最終解決了車輛加速過程中車內轟鳴問題。
本文針對某商用車在產品開發樣車階段2擋小油門加速過程中車內前排出現轟鳴,壓耳感強烈,嚴重影響車內舒適性。制定轟鳴原因分析魚骨圖,試驗和CAE分析相結合進行排查分析,確定1 600 r/min轟鳴是一個系統性NVH問題,傳動軸和后橋模態與后板簧左前安裝點NTF峰值頻率耦合,最終造成車內轟鳴問題。結合實際工程成本和工程實施性,最后決定采用后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案,降低車身響應,使車輛加速在1 600 r/min左右車內轟鳴消失。
某商用車樣車開發階段,在NVH試驗道路進行主觀駕評,進行2擋小油門為加速時前排出現明顯轟鳴,駕駛員壓耳感強烈。進一步找出車內轟鳴原因,樣車在NVH試驗道路進行2擋小油門振動與噪聲測試,利用LMS Test.Lab設備測試,車內麥克風布置如圖 1 所示。相關試驗準備完成后,在2擋小油門加速工況下對車內噪聲進行數據采集。圖2為車內總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線。由圖可以看出,在1 600 r/min附近時有明顯的峰值,且發動機四階是主要貢獻量。
圖1 車內麥克風布置
圖2 車內總聲壓級、2階及4階聲壓變化曲線
發動機激勵頻率f計算公式為:
(1)
式中:n為轉速;i為階次。
依據LMS Test.Lab所測數據,車內轟鳴聲是發動機在1 600 r/min附近四階激勵導致,代入式(1)可得本文轟鳴問題頻率為107 Hz左右。
車內噪聲通過車外空氣傳播或者車身結構傳遞到車內,都有可能導致車內噪聲放大。在解決NVH相關問題常采用“源—路徑—響應”的理論,圖3為車內轟鳴原因分析魚骨圖。由圖可知,激勵源主要包括發動機本體、傳動系扭振、變速箱等;傳遞路徑包括進排氣、懸置、傳動軸和后橋等;響應包括車身靈敏度、車身接附點等。根據上述分析思路,利用LMS Test.Lab測試設備進行測試分析和排查,本研究由于篇幅所限,只針對影響轟鳴問題的關鍵因子詳細闡述。
圖3 車內轟鳴原因分析魚骨圖
1.2.1 路徑分析
本文研究車輛為前置后驅方式,通過傳動軸、后橋、板簧和減振器將激勵傳遞到車內,與車身鈑金耦合產生轟鳴。利用LMS Test.Lab測試設備對傳動軸和后橋進行模態測試,圖4為傳動軸與后橋110.2 Hz的模態振型。同時CAE建立了傳動軸和后橋的有限元模型,對其進行模態分析,在109 Hz存在模態,其振型如圖5所示。綜合測試和CAE分析結果,傳動軸和后橋在110 Hz左右存在模態,與轟鳴問題頻率相近,導致傳動軸和后橋結構較為靈敏。
圖4 傳動軸和后橋110.2 Hz的模態振型
圖5 CAE分析傳動軸和后橋振型
1.2.2 車身響應分析
噪聲傳遞函數(NTF)主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數關系,在相關連接點施加單位激勵力,最后得到車內人耳處噪聲的響應值,用于評價車身結構對振動發聲的靈敏度特性[5]。
對后板簧左前安裝點進行Z方向單位力的NTF測試,得到駕駛員左耳處的NTF數據,如圖6所示。由圖可知,在107 Hz峰值偏高,達到65 dB,超過60 dB的目標與問題頻率一致。
圖6 后板簧左前安裝點Z向NTF測試曲線
收集TB(trimbody)車身CATIA數據等參數信息,建立了TB有限元模型和聲腔有限元模型,如圖7所示。對后板簧左前安裝點進行NTF分析,施加Z方向的單位力,響應點為駕駛員左耳,圖8為后板簧左前安裝點Z向NTF仿真曲線,圖9為仿真與測試Z向NTF曲線對比。從NTF仿真結果可知,在112 Hz左右峰值較大,與問題頻率相近。CAE模型內外飾、電子電氣等采用集中質量,有限元模型與實物在制造和設計存在誤差,仿真結果與實測結果不可能完全一致,仿真與測試NTF曲線趨勢一致,表明建立的TB模型可用于下文的研究。綜合測試與仿真Z向NTF結果可知,后板簧左前安裝點在112 Hz左右與問題頻率耦合,使得車身響應更靈敏。
圖7 有限元模型示意
圖8 后板簧左前安裝點Z向NTF仿真曲線
圖9 仿真與測試Z向NTF曲線對比
解決車內轟鳴問題,常見優化方法有減小激勵源振動、降低傳遞路徑和降低車身響應。本文在傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環減小路徑傳遞、降低車身響應都能使車內轟鳴消失。
在傳動軸后端增加軸瓦以及傳動軸與后橋連接法蘭增加0.01 kg·m2質量為1.4 kg的慣量環,如圖10所示。
圖10 增加軸瓦和慣量環
圖11為車內4階噪聲前后對比,車內噪聲降低10~15 dB(A),改善效果非常明顯,車內轟鳴消失,主觀感受可接受。
圖11 車內4階噪聲前后對比
通過分析可知,板簧左前安裝點到車內的噪聲響應值偏大,表現為車身結構較為靈敏。本文運用有限元方法[6],在112 Hz處進行節點貢獻量(GPA)及工作模態 (ODS)分析,結果如圖12所示。
圖12 GPA及ODS仿真分析結果
由圖12的GPA和ODS仿真分析結果可知,在振動傳遞過程中,112 Hz 處右側踏板和后地板存在局部模態,導致該處振動過大,又未能有效對該處振動進行控制,最終導致后板簧左前安裝點到車內NTF曲線112 Hz峰值偏大。通過上述分析,提出對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案:
(1)右側踏板上下筋連通如圖13a所示,提升該處的鈑金剛度;
(2)后地板前后板筋連通,同時考慮到該處有座椅安裝點,后地板結構如圖13b所示。
圖13 NTF曲線優化方案
將車身結構優化數據更新至有限元TB模型中,進行NTF仿真分析。后板簧左前安裝點Z向NTF曲線優化結果如圖14所示。從NTF分析結果可以看出,優化后后板簧左前安裝點Z向NTF曲線在112 Hz附近峰值下降8 dB,車身優化方案效果明顯。
圖14 后板簧左前安裝點Z向NTF曲線優化結果
對車身優化件制作樣件并進行實車道路驗證,客觀實測數據對比顯示在1 600 r/min附近4階聲壓級峰值下降4.5 dB(A),主觀感受該轉速下轟鳴消失,車內4階噪聲優化前后對比如圖15所示。
圖15 車內4階噪聲優化前后對比
通過優化研究,傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環、對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通兩種方案,都能使1 600 r/min左右轟鳴消失,但增加軸瓦和慣量環單車成本需增加50元,且需重新進行耐久試驗驗證,花費的成本較大。而對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案,只需對相關模具進行修模,且不用進行耐久試驗驗證,成本花費較少。綜合多方面考慮,最終決定采用對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通方案。
本文針對某商用車樣車階段出現加速轟鳴問題,根據轉速和階次確定了問題頻率。運用“源頭—傳遞路徑—響應”分析理論制定了轟鳴原因分析魚骨圖,通過測試和CAE分析相結合確定了引起轟鳴問題的主要影響因子。提出傳動軸增加軸瓦和后橋連接法蘭增加慣量環、對后地板前后板筋連通和右側踏板上下筋連通兩種方案,最終結合工程實際提出了成本少且工程實施性強的優化方案,降低車身響應使車輛在加速1 600 r/min左右車內轟鳴消失,對解決同類轟鳴問題積累了工程經驗和具有重要借鑒意義。