車內(nèi)噪聲異常識(shí)別及系統(tǒng)優(yōu)化

鄭利鋒，王 鐵，李國(guó)興

（太原理工大學(xué) 車輛工程系，太原 030024）

車內(nèi)噪聲異常識(shí)別及系統(tǒng)優(yōu)化

鄭利鋒，王 鐵，李國(guó)興

（太原理工大學(xué) 車輛工程系，太原 030024）

牽引車在主觀評(píng)估過程出現(xiàn)車內(nèi)噪聲異常，在定置狀態(tài)下進(jìn)行掃頻測(cè)試，對(duì)不同聲源進(jìn)行識(shí)別，確定發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)是引起車內(nèi)噪聲異常的主要原因。通過對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，識(shí)別出懸置系統(tǒng)存在的問題，并給出優(yōu)化方向。以懸置剛度為優(yōu)化參數(shù)，以動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主振動(dòng)能量分布的加權(quán)組合作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)，給出優(yōu)化后的懸置參數(shù)。最后，在相同測(cè)試條件下，對(duì)優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果表明優(yōu)化后的系統(tǒng)解決了車內(nèi)噪聲異常問題。

聲學(xué)；車內(nèi)噪聲；系統(tǒng)優(yōu)化；噪聲異常識(shí)別；動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)

隨著物流運(yùn)輸業(yè)的快速發(fā)展，對(duì)牽引車的需求越來越大，特別是中長(zhǎng)途運(yùn)輸尤為明顯。在中長(zhǎng)途運(yùn)輸過程中，由于一個(gè)車輛配備2～3個(gè)駕駛員，使得車輛運(yùn)行每日時(shí)間超過16小時(shí)，也就意味著駕駛員每日超過2/3的時(shí)間都在車上，因此，駕駛員對(duì)整車的NVH性能要求越來越高。與此同時(shí)，汽車廠家對(duì)整車NVH性能關(guān)注度越來越高，資金投入也越來越大。作為NVH性能之一的車內(nèi)噪聲主要由結(jié)構(gòu)噪聲（發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、路面振動(dòng)激勵(lì)等）和空氣噪聲（發(fā)動(dòng)機(jī)、進(jìn)排氣系統(tǒng)、路噪等）經(jīng)由不同的傳遞路徑，抵達(dá)目標(biāo)位置并疊加，可用公式表示如下

式中yk為目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)；Fi表示振動(dòng)激勵(lì)載荷，Qj為聲源載荷；NTFik與NTFjk表示激勵(lì)載荷和聲源載荷的傳遞函數(shù)[1–2]。

動(dòng)力總成作為整車動(dòng)力源，同時(shí)也是激勵(lì)源。在低頻范圍內(nèi)，動(dòng)力總成振動(dòng)通過懸置系統(tǒng)、車架、車身懸置、車身傳遞到車身內(nèi)部，除影響整車舒適性外，同時(shí)也對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲產(chǎn)生影響[3–4]。

本文基于牽引車在主觀評(píng)估過程中出現(xiàn)駕駛室內(nèi)噪聲異常，在車輛定置狀態(tài)，對(duì)牽引車進(jìn)行掃頻測(cè)試，分析引起車內(nèi)噪聲異常的原因。利用Adams軟件對(duì)懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進(jìn)行仿真分析，找到優(yōu)化改進(jìn)方向；以懸置剛度為優(yōu)化參數(shù)，能量解耦程度最大為優(yōu)化目標(biāo)，給出優(yōu)化后懸置剛度參數(shù)。最后，對(duì)改進(jìn)后車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)試，分析并評(píng)價(jià)懸置系統(tǒng)優(yōu)化對(duì)車內(nèi)噪聲的改善效果。

1 噪聲異常識(shí)別

引起車內(nèi)噪聲異常原因很多，為了能更準(zhǔn)確地識(shí)別產(chǎn)生噪聲異常的根本原因，在進(jìn)行噪聲識(shí)別之前，首先對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行主觀評(píng)估，以獲得更多產(chǎn)生噪聲異常的信息。經(jīng)再次確認(rèn)，發(fā)現(xiàn)車內(nèi)噪聲在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min附近出現(xiàn)噪聲異常。

1.1 測(cè)試方案制定

為識(shí)別噪聲異常產(chǎn)生的原因，在消除道路及風(fēng)噪的影響下，采用LMS Test.Lab測(cè)試設(shè)備對(duì)定置狀態(tài)車輛發(fā)動(dòng)機(jī)在全油門（WOT）工況進(jìn)行掃頻測(cè)試，測(cè)試轉(zhuǎn)速在800 r/min～2 000 r/min。由于駕駛員耳旁噪聲來源于結(jié)構(gòu)振動(dòng)和空氣噪聲，因此制定測(cè)試布點(diǎn)方案見表1。駕駛員耳旁傳感器實(shí)際布置在駕駛員左耳處。

表1 測(cè)試布點(diǎn)方案

1.2 階次分析

為找出噪聲異常問題轉(zhuǎn)速范圍及階次，首先進(jìn)行階次分析并確定頻率范圍。圖1為試驗(yàn)測(cè)得駕駛員左耳處的噪聲階次分析圖。

圖1 駕駛員左耳處噪聲階次圖

從測(cè)試結(jié)果可以看出，引起車內(nèi)噪聲異常的轉(zhuǎn)速在900 r/min～1 100 r/min范圍，與主觀評(píng)估的結(jié)果相吻合。噪聲異常主要由發(fā)動(dòng)機(jī)3階噪聲引起，因此對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率為45 Hz～55 Hz。

1.3 噪聲源對(duì)比分析

在車輛定置狀態(tài)下，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲，進(jìn)氣噪聲，排氣噪聲，駕駛員耳旁噪聲進(jìn)行掃頻測(cè)試，測(cè)試結(jié)果見圖2。

圖2 空氣噪聲源對(duì)比

從圖2可以看出，整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，除車內(nèi)噪聲在900 r/min～1 100 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在明顯峰值外（見粗虛線橢圓），其余噪聲源的曲線變化相對(duì)平滑，沒有明顯的突變峰值。由此可以判定，引起車內(nèi)噪聲異常的原因與發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲及進(jìn)排氣噪聲無(wú)關(guān)。

1.4 頻譜特性分析

頻譜特性分析是聲振特性試驗(yàn)分析中重要手段之一，通過頻譜特性分析可以確認(rèn)聲振信號(hào)的頻率分布特性，進(jìn)一步了解振動(dòng)和噪聲發(fā)生的機(jī)理。由于本文研究的牽引車動(dòng)力總成關(guān)于XZ平面近似對(duì)稱，以下給出左側(cè)懸置車架端振動(dòng)頻譜圖，見圖3和圖4。

圖3 前左懸置車架端振動(dòng)頻譜圖

圖4 后左懸置車架端振動(dòng)頻譜圖

從圖中可以看出，在頻率50 Hz附近，前懸置和后懸置車架端都有明顯的峰值存在(見實(shí)線橢圓)。結(jié)合以上分析，可以確定發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)是引起車內(nèi)噪聲異常的主要原因。

2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)仿真分析及優(yōu)化

懸置系統(tǒng)匹配的目的是使系統(tǒng)固有頻率遠(yuǎn)離激勵(lì)源頻率，從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)向車架的傳遞，同時(shí)減少來自路面激勵(lì)振動(dòng)向發(fā)動(dòng)機(jī)的傳遞。為了得到較好的隔振效果，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的各階固有頻率一般不應(yīng)高于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率的倍。對(duì)六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速為600 r/min，發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率為30 Hz，因此本文研究的牽引車懸置系統(tǒng)的固有頻率不應(yīng)高于21.2 Hz。同時(shí)為避開路面激勵(lì)的低頻振動(dòng)，懸置系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)大于路面激勵(lì)頻率的4/3倍。由于路面激勵(lì)頻率通常在3 Hz以下，因此要使懸置系統(tǒng)的固有頻率大于3 Hz/0.75（即4 Hz）。考慮到懸架和車身的固有頻率接近5 Hz，因此，懸置系統(tǒng)的各階固有頻率必須在5 Hz～21.2 Hz范圍。

應(yīng)用Admas仿真分析軟件對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進(jìn)行仿真計(jì)算，結(jié)合序列二次規(guī)劃法SQP(Sequential Quadratic Programming)算法對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化。

2.1 建立動(dòng)力總成6自由度分析模型

本文所建動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)Adams模型基于以下假定；

（1）由于動(dòng)力總成的剛度相對(duì)懸置剛度大，動(dòng)力總成簡(jiǎn)化為剛體，且所有輸入?yún)?shù)不隨時(shí)間變化；

（2）橡膠懸置通過Bushing單元模擬，僅考慮三個(gè)平動(dòng)方向的剛度和阻尼；

（3）車架也簡(jiǎn)化為剛體模型。本文研究的牽引車動(dòng)力總成通過四點(diǎn)平置及左右對(duì)稱橡膠懸置支撐，質(zhì)量和慣性參數(shù)見表2。

表2 動(dòng)力總成質(zhì)量和慣性參數(shù)

對(duì)于橡膠懸置來說，懸置剛度隨頻率，預(yù)載荷、振動(dòng)幅值而變化，其表現(xiàn)的剛度是不同的，為了區(qū)分靜剛度，我們稱動(dòng)剛度[5]。一般來說，動(dòng)剛度要大于靜剛度，計(jì)算選取動(dòng)剛度進(jìn)行計(jì)算，本文采用的靜剛度及動(dòng)剛度系數(shù)如表3所示。

對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)來說，系統(tǒng)固有頻率和模態(tài)能量分布是非常重要的評(píng)價(jià)指標(biāo)。本文通過仿真計(jì)算分析得到動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)能量分布如表4所示。

表3 懸置剛度參數(shù)

表4 動(dòng)力總成模態(tài)頻率和模態(tài)能量分布

從表4可以看出，繞X軸旋轉(zhuǎn)（Roll）方向的固有頻率為系統(tǒng)最大頻率，其值為28.50 Hz，超出目標(biāo)值21.2 Hz，且接近發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率30 Hz；所有模態(tài)解耦率不高，各個(gè)方向模態(tài)能量存在耦合。筆者認(rèn)為懸置系統(tǒng)頻率匹配不合理和模態(tài)解耦度低是引起發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳遞到車架振動(dòng)大的主要原因。

2.2 系統(tǒng)優(yōu)化分析

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化方向一般包括選擇合適的懸置剛度、合理的懸置布置以及合適的布置角度，從而使得系統(tǒng)固有頻率遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率和降低各個(gè)模態(tài)之間耦合程度，進(jìn)而使得發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳到車架上的振動(dòng)最小。

1）優(yōu)化變量選取

考慮到動(dòng)力總成懸置的受布置位置、空間、成本及開發(fā)周期的限制，因此分別選取前懸置、后懸置參數(shù)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量。

2）優(yōu)化目標(biāo)設(shè)定

基于能量理論，懸置系統(tǒng)作j階模態(tài)振動(dòng)時(shí)，第k個(gè)廣義坐標(biāo)的能量表示為

式中φ(k,j)和φ(l,j)分別為第j階主振型的第k個(gè)元素和第l個(gè)元素；M(k,l)為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣中第k行、第k列元素；k，j，l=1～6。

以動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主振動(dòng)能量分布的某種組合作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)，形式如下

式中f(X)為目標(biāo)函數(shù)，是系統(tǒng)各個(gè)坐標(biāo)方向解耦指標(biāo)fi(X)的加權(quán)和，αi為加權(quán)因子。

3）約束條件

選取約束條件為懸置系統(tǒng)的各階固有頻率在5 Hz～21.2 Hz范圍。

4）優(yōu)化分析

序列二次規(guī)劃SQP(Sequential Quadratic Programming)算法是公認(rèn)求解非線性約束問題的有效方法之一[6–7]。利用Adams仿真軟件，結(jié)合序列二次規(guī)劃法SQP算法，以懸置系統(tǒng)振動(dòng)能量解耦相關(guān)的目標(biāo)函數(shù)達(dá)到最小，通過調(diào)整懸置系統(tǒng)剛度對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化分析，優(yōu)化后的懸置剛度參數(shù)見表5。

使用優(yōu)化后的懸置剛度參數(shù)進(jìn)行仿真分析，計(jì)算得到系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)能量分布見表6。

表5 優(yōu)化后的懸置剛度參數(shù)

表6 優(yōu)化后的固有頻率和模態(tài)能量分布

從表6可以看出，繞X軸旋轉(zhuǎn)（Roll）方向固有頻率為系統(tǒng)最大頻率，其值為21.1 Hz，滿足目標(biāo)要求（5 Hz～21.2 Hz），同時(shí)對(duì)應(yīng)的模態(tài)能量達(dá)到96.3%，解耦度很高。但模態(tài)能量分布在Z向和俯仰方向（Pitch）存在耦合，在Z方向的主振動(dòng)能量?jī)H66%，考慮到所對(duì)應(yīng)的固有頻率遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率，可以接受。其它方向的固有頻率滿足要求且模態(tài)解耦程度較好?？傮w來說，優(yōu)化后的計(jì)算結(jié)果基本滿足要求。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

在相同測(cè)試條件下，將優(yōu)化后的懸置樣件替換原懸置樣件進(jìn)行測(cè)試。優(yōu)化后的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置車架端的振動(dòng)頻譜見圖5和圖6。從圖中可以看出，優(yōu)化后在所有頻率下的振動(dòng)幅值相對(duì)優(yōu)化前（圖3和圖4）明顯降低。

圖7為優(yōu)化前后駕駛員耳旁噪聲對(duì)比結(jié)果，實(shí)線為優(yōu)化前結(jié)果，虛線為優(yōu)化后結(jié)果。從圖中可以看出，優(yōu)化后，駕駛員耳旁噪聲在低轉(zhuǎn)速范圍明顯降低，降低了約5 dB。

圖5 前左懸置車架端振動(dòng)頻譜圖

圖6 前左懸置車架端振動(dòng)頻譜圖

4 結(jié)語(yǔ)

針對(duì)某牽引車在主觀評(píng)估過程出現(xiàn)的車內(nèi)噪聲異常，通過試驗(yàn)測(cè)試并結(jié)合仿真優(yōu)化分析得到以下結(jié)論：

（1）通過對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲源進(jìn)行測(cè)試，識(shí)別出引起車內(nèi)噪聲異常的主要原因是發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)；

（2）通過仿真分析，識(shí)別出引起車架振動(dòng)過大的原因是懸置匹配不合理和模態(tài)耦合；

圖7 駕駛員左耳處噪聲

（3）通過優(yōu)化分析給出可接受懸置匹配參數(shù)；

（4）優(yōu)化后懸置系統(tǒng)測(cè)試結(jié)果表明，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)明顯改善了車內(nèi)噪聲水平，同時(shí)有效解決了車內(nèi)噪聲異常問題。

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Recognition ofAbnormality of Interior Noise and System Optimization

ZHENG Li-feng,WANG Tie,LI Guo-xing
(Taiyuan University of Technology,Taiyuan 030024,China)

:The abnormality of interior noise of a tractor is found in a subjective evaluation process.Therefore,the sweeping tests of the tractor are operated in static condition.And the different noise sources are identified.It is found that the engine vibration is the main reason for the abnormality of the interior noise of the tractor.Through numerical simulation of the powertrain mounting system(PMS),the irrationality of the PMS is recognized and the orientation for optimization is given.Then,with the mounting stiffness as the design variable and the weighted combination of the main vibration energy distribution of PMS as the objective function,the optimal parameters of the mounting system are given.Finally,the optimized PMS is measured in the same testing condition.The test results show that the abnormality of interior noise is significantly improved after the optimization of PMS.

:acoustics;interior noise;system optimization;abnormality recognition of interior noise;powertrain mounting system(PMS)

U467.1

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.05.024

1006-1355(2017)05-0115-04+169

2017-02-27

山西省科技重大專項(xiàng)資助項(xiàng)目（20111101035）

鄭利鋒(1982－)，男，山西省運(yùn)城市人，博士生，工程師，研究方向?yàn)槠嘚VH，汽車設(shè)計(jì)。

E-mail:zhenglifeng100@163.com