基于扭振模型載荷的車(chē)內(nèi)轟鳴聲分析與控制*

紀(jì) 浩，韋寶侶，韋進(jìn)光，李小珊，符 琳

(上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，廣西 柳州 545000)

0 引 言

SUV(Sport Utility Vehicle)具有動(dòng)力強(qiáng)勁、越野性能優(yōu)越、空間寬敞舒適等優(yōu)點(diǎn)，深受廣大中國(guó)消費(fèi)者的喜愛(ài)[1-2]。同時(shí)隨著消費(fèi)升級(jí)，用戶(hù)對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲、舒適性等NVH(Noise、Vibration、Harshness)問(wèn)題提出了更高的要求[3]，為此各大汽車(chē)廠商投入大量人力物力攻關(guān)SUV車(chē)內(nèi)NVH技術(shù)難題，也成為各學(xué)者研究的熱點(diǎn)課題。

前置后驅(qū)的動(dòng)力傳動(dòng)系布置形式具有優(yōu)越的爬坡性能，但由于動(dòng)力傳動(dòng)鏈長(zhǎng)，形成了一個(gè)多質(zhì)量多自由度的彈性系統(tǒng)，致使傳動(dòng)系存在35～200 Hz范圍內(nèi)的扭振寬頻模態(tài)[4]。當(dāng)外界激勵(lì)與傳動(dòng)系某諧量的頻率重合，就會(huì)發(fā)生扭振共振，進(jìn)而使車(chē)內(nèi)出現(xiàn)轟鳴聲[5]。宋大鳳[6]等通過(guò)集中質(zhì)量法建立P2混動(dòng)車(chē)型扭振數(shù)學(xué)模型，并結(jié)合激振響應(yīng)對(duì)傳動(dòng)系扭振影響因素進(jìn)行了定量分析。Klaus Steinel[7]通過(guò)研究不同扭轉(zhuǎn)減振器剛度、阻尼對(duì)扭振影響，發(fā)現(xiàn)差速器角加速度變化是車(chē)內(nèi)轟鳴聲最好的評(píng)價(jià)指標(biāo)。王東等[8]通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力矩分析傳動(dòng)系扭振當(dāng)量系統(tǒng)模型，提出控制主減速器扭振幅值方案，改善車(chē)內(nèi)轟鳴噪聲。目前對(duì)扭振的研究主要聚焦傳動(dòng)系個(gè)體，對(duì)整車(chē)級(jí)系統(tǒng)扭矩波動(dòng)導(dǎo)致的車(chē)內(nèi)轟鳴聲仿真分析研究還很少。

筆者以某前置后驅(qū)SUV車(chē)型在研發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的3擋全油門(mén)工況下車(chē)內(nèi)轟鳴問(wèn)題為研究對(duì)象，通過(guò)LMS Virtual.Lab搭建整車(chē)級(jí)扭振模型，利用發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓驅(qū)動(dòng)模型，提取底盤(pán)、傳動(dòng)系與車(chē)身所有接附點(diǎn)振動(dòng)載荷并激振整車(chē)噪聲傳遞函數(shù)模型，進(jìn)而提取車(chē)內(nèi)聲腔響應(yīng)點(diǎn)的噪聲水平，同時(shí)仿真模型通過(guò)傳動(dòng)系扭振測(cè)試、車(chē)內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果對(duì)標(biāo)修正。此研究通過(guò)仿真模型分析，提出重新匹配飛輪設(shè)計(jì)參數(shù)改善車(chē)內(nèi)轟鳴聲的方法，并通過(guò)實(shí)測(cè)驗(yàn)證方案有效性，也為整車(chē)級(jí)NVH問(wèn)題優(yōu)化提供了技術(shù)思路。

1 整車(chē)扭振模型的建立與驗(yàn)證

1.1 整車(chē)扭振仿真模型的搭建

前置后驅(qū)動(dòng)力傳動(dòng)系是多質(zhì)量多自由度的彈性受迫振動(dòng)，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為：

(1)

式中：{θ}為角位移列向量；[I]為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣；[C]為黏性阻尼矩陣；[K]為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；{T}為干擾扭矩矩陣。根據(jù)以上理論基礎(chǔ)，利用LMS Virtual.Lab搭建整車(chē)級(jí)扭振模型，如圖1所示，其中發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、變速箱、運(yùn)動(dòng)副、內(nèi)力元等模型為了展示效果進(jìn)行了隱藏。

圖1 整車(chē)扭振仿真模型

整車(chē)扭振仿真模型的傳動(dòng)系主要部件參數(shù)見(jiàn)表1所列。此方案模擬整車(chē)在轉(zhuǎn)轂環(huán)境艙中運(yùn)行，以發(fā)動(dòng)機(jī)各缸壓驅(qū)動(dòng)模型，同時(shí)還考慮了電機(jī)啟動(dòng)力矩、發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)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(cè)點(diǎn)的2階發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與角加速度曲線(xiàn)。

表1 傳動(dòng)系主要部件參數(shù)

1.2 整車(chē)扭振仿真模型的驗(yàn)證

將前置后驅(qū)SUV置于轉(zhuǎn)轂環(huán)境艙中進(jìn)行扭振實(shí)驗(yàn)，使用Polytec-RLV-5500激光扭振測(cè)試儀對(duì)該SUV的飛輪端和變速箱輸入端進(jìn)行了角加速度測(cè)試獲得2階次曲線(xiàn)圖。將仿真分析與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，以此驗(yàn)證所搭建的整車(chē)扭振仿真模型的準(zhǔn)確性[9]。圖2展示了3檔全油門(mén)加速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(xiàn)。

圖2 實(shí)測(cè)與仿真角加速度對(duì)比曲線(xiàn)

從圖2可知，在重點(diǎn)關(guān)注的1 950 r/min附近，仿真與測(cè)試結(jié)果在飛輪輸入端的角加速度均出現(xiàn)了峰值?？梢钥闯鲲w輪輸入端角的加速度最大仿真值為1915 rad/s-2，仿真與實(shí)測(cè)峰值相差3.63%，且曲線(xiàn)的變化趨勢(shì)相同，因此該本研究所搭建的整車(chē)扭振仿真模型與實(shí)車(chē)基本一致，可用于整車(chē)扭振仿真。同時(shí)發(fā)現(xiàn)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(chē)振動(dòng)噪聲響應(yīng)模型搭建與驗(yàn)證

2.1 白車(chē)身有限元模型搭建

此次研究采用HyperMesh軟件對(duì)白車(chē)身模型進(jìn)行網(wǎng)格離散，網(wǎng)格尺寸10 mm，白車(chē)身模型包括571 118個(gè)四邊形單元、9 057個(gè)三角形單元，如圖3所示。所搭建的白車(chē)身有限元模型重量為482.2 kg，與實(shí)測(cè)487.9 kg誤差1.2%，誤差在合理范圍內(nèi)。調(diào)用OptiStruct求解器分析白車(chē)身前6階模態(tài)，結(jié)果見(jiàn)表2所列；同時(shí)實(shí)測(cè)了白車(chē)身的固有頻率，仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比最大誤差為-6.9%，表明白車(chē)身有限元模型能準(zhǔn)確反映實(shí)車(chē)的振動(dòng)特性。

圖3 白車(chē)身有限元模型 圖4車(chē)內(nèi)聲腔有限元模型

表2 實(shí)測(cè)與仿真白車(chē)身模態(tài)對(duì)比

2.2 聲固耦合仿真模型搭建

在考慮車(chē)內(nèi)座椅等內(nèi)飾零部件影響下，利用HyperMesh對(duì)車(chē)內(nèi)聲腔進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖4所示。車(chē)內(nèi)封閉聲腔的有限元微分方程為：

(2)

式中：M為車(chē)內(nèi)聲腔質(zhì)量矩陣；K1為車(chē)內(nèi)聲腔剛度矩陣；p為車(chē)內(nèi)聲腔有限元模型節(jié)點(diǎn)聲壓；F為車(chē)內(nèi)聲腔所受外載。

在考慮車(chē)身振動(dòng)對(duì)車(chē)內(nèi)聲腔的影響，即耦合車(chē)身與聲腔，其微分方程為：

(3)

式中:ρ為車(chē)內(nèi)聲腔密度；υ為聲音傳播速度；S為聲固耦合矩陣；L為車(chē)身有限元模型節(jié)點(diǎn)位移。

此研究考慮了內(nèi)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(chē)身有限元網(wǎng)格模型和聲腔網(wǎng)格模型耦合的整車(chē)振動(dòng)噪聲響應(yīng)仿真模型。

2.3 仿真模型激勵(lì)載荷獲取

在整車(chē)扭振仿真模型的傳動(dòng)系、底盤(pán)與車(chē)身所有接附點(diǎn)設(shè)置載荷提取傳感器，提取了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 100～3 100 r/min下各接附點(diǎn)的載荷。包括發(fā)動(dòng)機(jī)懸置3個(gè)接附點(diǎn)、前Topmount2個(gè)接附點(diǎn)、擺臂2個(gè)接附點(diǎn)、變速箱3個(gè)接附點(diǎn)、傳動(dòng)軸1個(gè)接附點(diǎn)、后副車(chē)架4個(gè)接附點(diǎn)、后Topmount2個(gè)接附點(diǎn)、后彈簧2個(gè)接附點(diǎn)，共計(jì)19個(gè)激勵(lì)點(diǎn)。本研究發(fā)現(xiàn)各接附點(diǎn)安裝剛度大小對(duì)激勵(lì)點(diǎn)載荷影響敏感，需試驗(yàn)確認(rèn)各接附點(diǎn)實(shí)際安裝剛度。圖5展示了擺臂右安裝點(diǎn)X、Y、Z3個(gè)方向的激勵(lì)載荷。

圖5 擺臂右安裝點(diǎn)各方向激勵(lì)載荷

2.4 整車(chē)噪聲振動(dòng)響應(yīng)模型的驗(yàn)證

使用LMS SCADAS Mobile數(shù)采，實(shí)車(chē)在轉(zhuǎn)轂環(huán)境艙上采集各檔全油門(mén)工況下駕駛員右耳處、后排中間乘客處聲壓，試驗(yàn)過(guò)程及駕駛員右耳處麥克風(fēng)位置如圖6所示。

圖6 轉(zhuǎn)轂環(huán)境艙車(chē)內(nèi)噪聲采集與前排麥克風(fēng)位置

用整車(chē)扭振仿真模型提取的19個(gè)接附點(diǎn)3個(gè)方向激勵(lì)載荷激振整車(chē)振動(dòng)噪聲響應(yīng)模型，輸出駕駛員右耳處、后排中間乘客處聲壓曲線(xiàn)。對(duì)比實(shí)驗(yàn)與仿真后排中間乘客處聲壓曲線(xiàn)如圖7所示。

圖7 測(cè)試與仿真后排中間座椅聲壓曲線(xiàn)對(duì)比圖

從圖7可知，車(chē)內(nèi)后排中間乘客處噪聲實(shí)測(cè)峰值為67.2dB，仿真較實(shí)測(cè)小1%；測(cè)試最大噪聲出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 910 r/min，仿真最大噪聲值出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 955 r/min，誤差為2.4%；仿真與測(cè)試的聲壓曲線(xiàn)走向一致性較好。以上數(shù)據(jù)表明整車(chē)噪聲振動(dòng)響應(yīng)仿真模型的精度滿(mǎn)足要求。

3 車(chē)內(nèi)轟鳴聲優(yōu)化與驗(yàn)證

利用Polytec-RLV-5500激光扭振測(cè)試儀實(shí)測(cè)基礎(chǔ)車(chē)飛輪端角加速度，發(fā)現(xiàn)飛輪輸入端2階角加速在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約1 950 r/min出現(xiàn)峰值，與LMS SCADAS Mobile數(shù)采在車(chē)內(nèi)后排中間座椅采集的聲音2階噪聲極值出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速一致，鎖定車(chē)內(nèi)轟鳴聲由傳動(dòng)系統(tǒng)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(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 950 r/min，扭轉(zhuǎn)角加速度達(dá)到了1848 rad/s-2，是引起傳動(dòng)系扭振最終導(dǎo)致車(chē)內(nèi)出現(xiàn)轟鳴聲的根本原因。

利用整車(chē)扭振仿真模型對(duì)廣義第一、二飛輪的慣量比、扭振彈簧扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)等進(jìn)行重新匹配，以降低飛輪輸入端的角加速度，同時(shí)用分解出的載荷激振整車(chē)振動(dòng)噪聲響應(yīng)模型計(jì)算出車(chē)內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)聲壓值。經(jīng)過(guò)幾輪的虛擬仿真匹配調(diào)試，廣義第一、二級(jí)飛輪的前后參數(shù)對(duì)比見(jiàn)表3所列，同時(shí)將原兩級(jí)分段變剛度DMF調(diào)整為三級(jí)分段。

表3 優(yōu)化前后廣義第一、二飛輪參數(shù)對(duì)比

對(duì)比一、二級(jí)飛輪優(yōu)化前后飛輪輸入端的最大扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角加速度由202 rad/s-2變?yōu)?16 rad/s-2，基本控制了飛輪輸出端扭轉(zhuǎn)角速度的增大。將供應(yīng)商按優(yōu)化參數(shù)做的新樣件對(duì)同一輛車(chē)進(jìn)行樣件更換，實(shí)測(cè)了全油門(mén)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(yōu)化前后車(chē)內(nèi)測(cè)點(diǎn)聲壓的變化情況。

圖8 飛輪參數(shù)優(yōu)化前后車(chē)內(nèi)聲壓實(shí)測(cè)曲線(xiàn)對(duì)比圖

通過(guò)優(yōu)化飛輪相關(guān)參數(shù)，后排中間乘客聲壓峰值由67.2dB下降到64.4dB，衰減了2.8dB，達(dá)到很好的降噪效果，車(chē)內(nèi)轟鳴聲主觀感受也有顯著改善。

4 結(jié) 語(yǔ)

(1) 以某前置后驅(qū)SUV車(chē)型在研發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)車(chē)內(nèi)轟鳴問(wèn)題為研究對(duì)象，搭建整車(chē)扭振仿真模型，并通過(guò)整車(chē)級(jí)傳動(dòng)系扭振測(cè)試與仿真結(jié)果對(duì)標(biāo)修正。在重點(diǎn)關(guān)注的發(fā)動(dòng)機(jī)1 950 r/min轉(zhuǎn)速附近，仿真與測(cè)試的飛輪輸入端扭轉(zhuǎn)角加速度均出現(xiàn)了峰值，最大峰值相差3.63%，且扭轉(zhuǎn)角加速度曲線(xiàn)的變化趨勢(shì)一致，整車(chē)扭振仿真模型結(jié)果有較高的置信度。

(2) 研究了通過(guò)整車(chē)扭振仿真模型提取傳動(dòng)系、底盤(pán)與車(chē)身各接附點(diǎn)載荷，以激振整車(chē)振動(dòng)噪聲響應(yīng)模型，計(jì)算得到車(chē)內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓曲線(xiàn)。在轉(zhuǎn)轂環(huán)境艙上實(shí)測(cè)車(chē)內(nèi)噪聲為67.2dB，比較實(shí)測(cè)與仿真聲壓曲線(xiàn)，仿真較實(shí)測(cè)噪聲峰值小1%，整車(chē)噪聲振動(dòng)響應(yīng)仿真模型的精度滿(mǎn)足要求。

(3) 提出了通過(guò)匹配飛輪參數(shù)的優(yōu)化方法，實(shí)測(cè)改進(jìn)前后車(chē)內(nèi)噪聲峰值聲壓由67.2dB下降到64.4dB，衰減了2.8dB，達(dá)到很好的降噪效果，車(chē)內(nèi)轟鳴聲主觀感受有顯著改善。

(4) 得到了傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致車(chē)內(nèi)轟鳴NVH問(wèn)題的整車(chē)級(jí)聯(lián)合仿真技術(shù)路線(xiàn)，對(duì)預(yù)防前期設(shè)計(jì)因傳動(dòng)系參數(shù)匹配出現(xiàn)的車(chē)內(nèi)轟鳴問(wèn)題有很好的參考價(jià)值，同時(shí)也為整車(chē)級(jí)NVH問(wèn)題的優(yōu)化、調(diào)校提供了技術(shù)思路。