某型MPV后驱车前排booming噪声控制研究

2019-10-22雷镭

制造业自动化 2019年10期

雷镭

LEI Lei

（上汽集团商用车技术中心，上海 200438）

0 引言

随着中国乘用车市场的日趋饱和，商用MPV在我国汽车市场呈现高速增长态势，因其宽敞、舒适、多用途而备受青睐。为此整车设计需考虑到既要满足整车的大体积、高质量，又需满足强劲的驾驶动力和乘车舒适性，而自主品牌后驱车型很快走向市场。作为后驱MPV车型，因其发动机的噪声大、传动链长等特征对整车NVH性能的挑战也更大，尤其引起车内的booming声抱怨的原因也进一步复杂。

本文通过试验和仿真相结合的方法，基于动刚度理论，对副车架及悬置转接支架进行动刚度优化，有效改善了因副车架动刚度不足而引起的整车前排booming声抱怨问题。

1 动刚度理论研究[1]

1.1 单自由度粘性阻尼系统

单自由度无阻尼系统的微分运动方程为：

由式(1)可得到单自由度系统的位移导纳：

上式称为位移导纳。对式(2)进行傅里叶变化，可得到：

在实际的试验过程中，测量位移不是很方便，测量的结果基本都已加速度结果表示。加速度与位移频响函数之间存在如下关系：

如图1位对数坐标系中表示的加速度频响函数曲线。

弹簧刚度的加速度导纳为-ω2/k，则log（-ω2/k）=2log（ω）-log（k），即斜率为+2的直线。质量的加速度导纳为1/m，log(1/m)=-log（m），它与斜率无关，故表现为一条水平直线。刚度导纳线与质量导纳线的交点即为固有频率。

图1 加速度频响函数曲线

通过进行刚度理论分析和推到，可得到以下结论：

1）对于单自由度无阻尼粘性系统，每倍频程动刚度增加12dB，而对于当自由度有阻尼粘性系统，由于阻尼影响，同等条件下每倍频程动刚度增加值略低于12dB。

2）对于单自由度无阻尼粘性系统，在共振频率附近，越接近共振频率，计算得到的动刚度值越小，也就是说动刚度值随频率变化，越接近共振频率，动刚度值变化越快。

1.2 动刚度计算方法研究

由于振动系统中阻尼值一般较小，一般在0.02～0.06之间，所有在进行动刚度计算时，将振动系统近似为无阻尼系统。在接附点处施加单位激励力，在同一点输出加速度导纳：

式(5)中F(t)=1N，Kd为动刚度，为通过试验或者计算得到的加速度，动刚度Kd表示如下：

2 问题描述及试验研究

2.1 问题描述

整车在3档全油门加速过程中，前排乘客存在明显的booming声抱怨，通过实车道路测试主驾乘员右耳噪声，发现在发动机转速3000rpm附近时，主驾乘员右耳声压曲线有明显的峰值，为保证测试结果的一致性和准确性，相同工况测试均采集3次。图2所示为测试得到的前排乘员加速噪声的Overall值曲线（实线，下同）和2阶曲线（虚线，下同）。

图2 前排右耳加速噪声Overall值曲线及2阶曲线

由图2可以发现，在发动机转速3000rpm附近时，Overall值线的声压变化率并没有特别突出，不足以引起抱怨，但是2阶曲线的变化率相当大，也就是说发动机2阶噪声是导致车内booming声抱怨的根源，而对应的频率点为100Hz=3000rpm/30附近。

2.2 传递路径分析

针对前期的数据分析结果，可以明确车内噪声源是从动力总成传递而出，为此，分别就图3所示的传递路径进行了进一步的问题排查以及车辆间的差异性比对。

图3 传递路径分析

分析结果表明进气和排气系统在前排的booming声抱怨当中并没有贡献，而悬置在开发后期有过结构更改，且更改之前并没有问题抱怨，为此重点从悬置及副车架的结构本身分析抱怨产生机理。如图4、图5和表1所示，分别对副车架及悬置转接支架集成系统进行了整体的工作模态试验分析和动刚度仿真分析结果。

图4 副车架及悬置转接支架集成系统第一阶工作振型

图5 副车架及悬置转接支架集成系统第一阶工作振型对应的频响函数曲线

分析结果表明：1）副车架及悬置转接支架在100Hz（对应发动机转速为3000rpm）附近存在工作模态，由图3的工作振型可以看出，在副车架横梁Y向和悬置转接支架Y向均存在薄弱环节[2]；2）表1仿真计算表明，该集成系统在X、Y向的动刚度较为薄弱，未达到指标要求，尤其Y向进一步放大了由悬置传递而来的发动机激励力。另一方面，同时对白车身的声腔模态进行了仿真分析，如图6所示为白车身的第一阶声腔模态，其主驾驶位置附近模态频率恰好为100Hz，与副车架及悬置转接支架集成系统的频率耦合，最终导致了前排的booming声抱怨。