基于发动机激励的整车结构噪声优化设计

2019-11-13庞崇剑常光宝李小梅李书阳王玉雷

汽车零部件 2019年10期

庞崇剑，常光宝，李小梅，李书阳，王玉雷

(上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西柳州 545007)

0 引言

发动机结构噪声作为乘用车噪声最大贡献源，直接反映用户体验，在加速中极易引起乘客不满和抱怨[1-3]，一直是NVH工程师最大难题之一。为解决发动机结构噪声，在不更改发动机内部运动件的情况下，众多学者一直在不断做着各方面的研究和尝试。近十年来，悬置系统解耦率分析方法已经非常成熟[4-6]，对NVH工程应用起到非常重要的指导作用。发动机接附点模态动刚度结构有限元仿真与优化[7-9]，避免了结构刚性不足所带来的结构噪声问题。车身传递函数仿真分析优化技术[10-12]，改善了对发动机激励结构噪声的放大传递作用。在应用这些研究成果过程中发现所有的分析仅仅考虑到子系统本身的性能，但整车是一个整体系统，子系统本身性能良好，不代表装配后的整车性能良好。整车状态的仿真分析也大部分在有前一阶段的载荷数据后才能开展。本文作者采用多体动力学进行发动机动力学分析，实现模拟发动机阶次载荷，结合有限元仿真技术，对整车进行发动机阶次分析，并合成与预测车内噪声。

1 仿真优化方法理论

1.1 传递路径技术理论

发动机激励结构噪声模型简化如图1所示，发动机内部燃烧爆发力引起整机振动，经发动机悬置系统隔振后，对车身产生激励力。激励力经车身进行传递，经过放大或衰减作用后产生响应，通过人的触觉或听觉感受到发动机激励所引起的结构振动和噪声。

图1 发动机激励结构噪声模型

其TPA模型可简化为图2所示的数学模型，用数学公式表示为式(1)。若想改善发动机激励结构噪声，从式(1)上看，车内噪声响应P是由各激励源激励Fi和对应的传递路径Hi共同决定的，优化响应P的过程中需要兼顾考虑更改激励力Fi和更改传递函数Hi，若一味改善激励力Fi，但传递函数Hi却刚好很差，那么即便投入大量的精力和财力进行NVH优化，结果的噪声响应P也得不到良好的控制。只有综合考虑Fi和Hi，才有可能花最少的代价得到最佳的效果。

(1)

图2 TPA数学模型

1.2 整车仿真方法

1.2.1 激励力与传递路径模拟

振动噪声TPA模型里的激励力是由结构运动所引起，而多体动力学的最大优势是能快捷方便而准确地模拟结构运动，所以本文作者采用多体动力学模拟发动机的旋转运动。在建模方面，为了获得精确的运动结构的边界条件，本文作者采用柔性体建立车身模型。另外，在仿真分析方面，有限元在NVH噪声响应分析及优化方面有优势，本文作者采用有限元进行带内饰车身模拟，以激励力作为边界加载条件。

1.2.2 发动机缸压分析原理

气缸压力和曲柄连杆机构的往复惯性力是发动机激励的主要成分，见图3和图4，气缸压力需通过测试获取，往复惯性力可通过运动学计算得到。获取4缸4冲程发动机的缸压具体方法见公式(2)—公式(4)。

二阶往复惯性力：

∑Fι2=-4Mrecλrω2cos2θ

(2)

二阶往复惯性扭矩惯性扭矩：

∑Ti=2Mrecr2ω2sin2θ

(3)

气体压力力矩：

(4)

图3 惯性力和惯性扭矩

图4 气体压力力矩

1.2.3 发动机激励噪声分析流程

发动机激励噪声分析流程如图5所示。

针对搭载的发动机进行缸压测试，搭建发动机MBD模型，基于MBD仿真将各转速下缸压转换为曲轴中心阶次力，进而利用NVHD动力系统仿真平台进行工况制定及求解。该分析流程不依赖于具体车型，适用于任何搭载此款发动机的车辆，最大限度地实现了整车动力系统NVH仿真方法的可移植性，如图5所示。

2 某车型噪声优化

某车型在3挡全油门加速过程中，存在低频轰鸣声现象。首先通过对发动机激励进行分析，获得整车发动机的激励，然后加载到整车有限元模型，分析因整车动力系统引起车身振动而产生的车内噪声响应，进一步利用TPA仿真诊断方法对传递路径进行诊断。为寻找优化方案，本文作者对该车型进行整车仿真模拟。

2.1 激励力模拟

2.1.1 载荷数据获取

在发动机环境试验室利用发动机台架测量在怠速、加速、高挡低速工况下发动机缸压，得到气缸随曲轴角度变化的曲线，利用软件二次开发代码进行相应的自动处理转化为仿真输入数据。载荷数据处理过程如图6所示。

2.1.2 发动机的柔性化曲轴系统

将曲轴CAD模型进行有限元网格划分，并进行模态缩减，替换发动机动力学模型中的刚体模型，进行动力学精细化计算。图7为柔性化后的刚柔耦合发动机动力学模型。

图7 刚柔耦合发动机动力学模型

2.1.3 激励力获取

如图8所示，将测试缸压加载至活塞端面，进行MBD时域仿真分析，得到曲轴中心轴承处的时域载荷。同时，根据曲轴转速将时域载荷转换成角度域载荷，进行FFT变换，转换成该转速下的阶次力(0.5∶0.5∶12)。

图8 激励力获取

2.2 整车噪声分析

2.2.1 整车响应计算

通过建立包括底盘悬架和发动机在内的整车有限元模型，如图9所示。将激励力模拟提取的载荷力谱分别加载到曲轴中心和缸体中心，进行整车强迫响应计算，得到各发动机转速下驾驶员位置的整车噪声声压级，如图10所示。

图9 整车有限元模型

图10 整车响应分析

2.2.2 试验验证

为验证仿真分析结果，在3挡全油门加速工况下，对样车进行了驾驶员位置的整车噪声测试，并与仿真结果进行了对比，对比结果如图11所示。可看出，噪声仿真与测试结果的整体趋势吻合较好，由此推断仿真结果的有效性。

图11 仿真测试曲线对比

2.3 结果分析

从图11看出，在3挡全油门加速工况下，发动机转速在低转速(1 000～1 500 r/min)、中转速(3 200～3 600 r/min)和高转速(4 300～4 500 r/min)3个转速区间时，驾驶员位置噪声声压级大幅升高，出现加速轰鸣的现象。其中发动机高转速区间内出现的噪声问题最为严重，是此课题需要解决的主要问题。

针对此噪声问题，利用TPA仿真分析方法对高转速区间噪声问题进行诊断，诊断结果如图12所示。

图12 基于TPA方法的高转速区间噪声问题诊断结果

图12(a)结果表明轰鸣的最主要贡献路径为右驱动轴与右前车轮接附点，该路径贡献量达到82%。从图12(b)(c)可以看出，传递函数处于一个较低的水平，传递力高达60 N。结合该转速下的整车ODS和模态贡献量可知，该转速频率与右驱动轴弯曲模态相接近，引起了右驱动轴的共振，从而引起该转速下的轰鸣，见图12(d)和图12(e)。