整车加速异响诊断与控制

贺娜娜，周昭求，鲁守卫，辛振芳

（1. 北京汽车动力总成有限公司技术中心，北京 101108；2. 北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081）

整车加速异响诊断与控制

贺娜娜1，周昭求1，鲁守卫1，辛振芳2

He Nana1，Zhou Zhaoqiu1，Lu Shouwei1，Xin Zhenfang2

（1. 北京汽车动力总成有限公司技术中心，北京 101108；2. 北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081）

对某车型车内加速噪声的异响问题进行分析和控制，运用CAE与试验相结合的方法，通过系统性的NVH问题诊断流程，找出车内异响问题是由发动机右悬置动刚度在390 Hz频段较弱引起。对发动机右悬置支架改进设计，并进行主观评价和试验验证，最终选取一种性价比较高、能够快速工程化的改进方案，车内加速异响被很好抑制，整车的NVH性能达到较好的效果。

整车；加速异响；振动测试；NVH

0 引 言

为了提高轿车的乘坐舒适性，减少噪声对环境的影响，国家制定了关于轿车车内噪声和车外通过噪声行业标准，对相关产品的振动、噪声限值作出了严格的规定，并使产品的噪声限值和振动限值逐年降低。GB1495—2002规定汽车降噪标准分前后2个阶段实施，第2阶段限值于2005年实施。同时，在当前全球汽车行业激烈的市场竞争中，国产自主品牌汽车的价格优势早已不是消费者购买的决定性因素，汽车的乘坐舒适性已成为消费者购车时所考虑的主要因素，也是汽车厂商新车型设计时关注的重点。NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪声、振动、舒适度）是车辆性能和质量的重要综合指标，是驾驶员和乘员对舒适性最直观的感受，也是衡量汽车厂商车型设计和制造水平的重要指标之一。车辆NVH性能的好坏直接影响产品的市场竞争力，以改善汽车乘坐舒适性为目的的汽车NVH性能研究变得更加重要。因此，越来越多的国内整车厂商重视车辆的NVH问题，投入大量研发经费用于解决车辆NVH问题，以提高自身品牌的核心竞争力。

文中针对某车型在加速工况下出现的异响问题，采用LMS振动噪声测试设备和软件以及仿真软件Abaqus，运用仿真与试验相结合的方法，在特定测试工况下结合发动机台架噪声测试及车内加速噪声、整车关键部位的振动和近场噪声测量，使用动刚度测试、阶次跟踪测试等测试方法对整车车内加速异响源进行识别和诊断，提出相对应的改进方案并进行主观评价和试验验证，最终使得整车车外加速异响得到控制，并将改进方案工程化。主要技术流程如图1所示。

1 加速异响诊断

异响是指非正常的响声和振动，正常运行的车辆和发动机是没有异响的，所以异响很容易被感知，并且极大地影响整车的质量评价。文中研究的异响在整车上的表现是：WOT（Whole Open Throttle）工况D挡缓加速（1 000~2 000 r/min），车内能听见“咕噜”声，声音低沉有规律，主观感觉受转速影响，副驾驶位置比主驾驶位置明显，N挡工况没有该异响问题。所有下线车辆中，异响车辆占很大比例。

1.1 整车NVH测试

为查找噪声源和作用机理，进行了车内噪声测试，根据主观评价结论，选取副驾驶左耳测点数据进行分析。通过对副驾驶左耳COLORMAP图进行分析（如图2所示），发现车内噪声峰值分布在（390±10）Hz、630 Hz频率段。将加速异响声录音的滤波回放，锁定加速异响产生频率段为（390±10）Hz。该峰值频率段不随转速变化，所有阶次噪声在该频段内都被放大，由此可判断：1）该异响与转速无关，排除发动机旋转部件产生噪声的可能性，也排除该异响由发动机燃烧噪声产生；2）可推断出该异响是发动机机械噪声，且是由于共振或强迫振动产生；3）附件轮系受到强迫振动影响而在该频段对噪声贡献很大，并非附件轮系本身问题。

从车内噪声测试数据可以了解异响的成分和频率分布情况，但噪声成分的主要来源还无法确定，需要进一步的排查。

1.2 发动机台架NVH测试

为验证该车内噪声异响是否为动力总成自身噪声引起，在中国汽车技术研究中心半消声室进行发动机NVH台架试验。测试发动机为4缸涡轮增压发动机，按照GB/T 1859—2000规定布置麦克风，并在发动机机体、附件轮系支架和进排气位置布置振动传感器，以排查是否为发动机本体产生的异响。采用发动机阶次跟踪测试方法，测试工况为发动机1 000～5 000 r/min瞬态满载工况，加速时间为60 s。从测试数据分析来看，图3所示为发动机NVH台架测试部分测点数据，分别为进气侧测点、发动机前端测点、排气侧测点、发动机顶部测点。所有测试数据在车内异响频段范围（390±10）Hz均没有峰值产生，证明异响非发动机本体产生。

1.3 发动机整机模态分析

整机的振动噪声与其自身结构的固有频率和振型是密切相关的，当发动机的激励峰值对应频率与结构某阶模态频率相一致时，将会在辐射噪声谱上出现峰值。若该峰值过高，则对整个结构辐射的噪声有较大影响，可根据该阶模态振型的信息而采取相应的措施，以改变该阶模态的固有频率、阻尼，或者重新设计刚度和质量分配等参数，使得结构的固有频率移向不易发生共振的频率点上。通过整机模态分析，找出与异响频段相对应的频率段振动较大的零部件为整车右悬置支架和空压机（如图4所示）。

1.4 右悬置支架动刚度测试

动刚度指的是结构在外部激励载荷作用下对每一个频率的动态响应。动刚度测试是查找结构共振的最佳测试方案。为验证仿真计算结果并分析异响声源的作用机理，对整车状态下的发动机右悬置支架动刚度进行测试，测试结果表明：右悬置支架在（390±10）Hz频段下刚度最弱（如图5所示）。为进一步验证排查结果，将右悬置支架拆除，加速异响消失，因此右悬置支架的结构动态特性是导致加速异响的直接原因。查明问题原因后，只需要将悬置支架的结构动刚度谷值偏离（390±10）Hz频段即可解决加速异响问题。

2 改进方案及验证评价

根据排查结果，对发动机右悬置支架进行改进设计，改变其结构刚度特性。对优化后的样件装车进行主观评价和试验验证，重新设计的样件共3种方案，首选主观评价最优方案进行试验验证。

根据主观评价得分，选择设计方案 3进行验证试验。为保证一致性，增加了测试样本车，选择 5辆车进行验证试验。验证试验结果表明，设计方案3能够很好地抑制加速异响，图7为其中一台车的原状态与改进方案 3车内副驾驶左耳侧测点数据的对比，从图中可见，390 Hz频段的峰值在改进方案3中已经不再呈现。

3 结 论

采用试验和CAE仿真相结合的方法，找出加速异响源，提出优化改进方案，同时结合主观评价和验证试验，能够快速诊断并提升整车 NVH性能。

通过系统性的排查和诊断，该加速异响是由发动机右悬置支架动刚度弱引起。由于该悬置支架的特殊结构形式，支架将振动能量直接传递到发动机轮系支架，引起附件轮系在390 Hz频段内的强迫振动，轮系振动又反作用于悬置支架，造成该频段加速异响。在识别加速异响声源和作用机理后，对右悬置支架的结构进行了改进设计，进行了主观评价和验证试验，有效地抑制了加速异响的发生，同时综合考虑量产车成本和零部件生产周期，选取了切实可行的工程化方案。

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U462.2+2

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2015.01.011

1002-4581（2015）01-0042-03

2014−11−03