程 栏,兰靛靛,黄玉辉
(1.厦门理工学院机械与汽车工程学院,福建 厦门 361024;2.厦门理工学院车辆工程国家级实验教学示范中心,福建 厦门 361024)
轰鸣声属于低频噪声,频率通常在25~200 Hz,主要由于外界激励引起的钣金振动与车内声腔模态耦合,使得车内产生很高的压力脉动,严重影响乘员的舒适性。因此,准确识别轰鸣声的贡献源和传递路径对减小车内噪声,提升声品质具有重要意义。
传递路径分析(transfer path analysis,TPA)是汽车NVH研究的重要方法,其中传统TPA是最基础的传递路径分析方法,分析精度较高,常作为其他传递路径分析方法的标杆[1]。龙岩等[2]主要研究了汽车动力总成激励源对车内噪声的贡献,利用单参考TPA方法进行车内噪声识别。严辉等[3]主要研究了路面噪声,利用多参考TPA方法进行了某汽车路面噪声的传递路径分析。目前,TPA方法的研究与其在汽车上的应用日趋广泛,但TPA方法在客车轰鸣声问题的研究较少,本文基于TPA的技术原理对某客车的车内轰鸣声进行研究,结合仿真与试验方法识别出轰鸣声的主要贡献源,并采取相应的优化改进措施达到预期降噪效果[4]。
根据TPA理论,车内噪声主要由结构声和空气声组成,理论公式[5]如下:
(1)
式(1)中:P为车内噪声总响应;Hi和Hk分别为声振传递函数及声声传递函数;Fi和Qk为结构声载荷及空气声载荷。
由TPA的理论可知,TPA技术的关键在于工作载荷和频响函数的获取。因此,TPA的主要测试工作内容如下:(1)建立实车TPA模型。采集工况响应数据,采集目标工况下各测点的振动噪声数据;(2)获取传递函数。拆卸激励源,测试各测点到目标点的传递函数;(3)获取工况载荷。通过直接测量或者间接测量方法确定各路径测点的实际工况载荷;(4)贡献量分析。基于矢量叠加的原理,计算各路径测点的贡献量,并将合成结果与实测结果进行比较分析。
某微型客车匹配四缸发动机,承载式车身,前置后驱,采用四点橡胶悬置。该样车在试制阶段,通过主观评价发现当发动机转速达到2 800 r/min左右时,驾驶室出现明显轰鸣声,且该轰鸣声与路况无关。根据主观评价初步判断轰鸣声主要由动力总成激励引起,选择驾驶员右耳声压作为目标点,建立如下“动力总成-目标点”的车内噪声传递路径分析模型,如图1所示。
图1 车内噪声传递路径分析模型Fig.1 Transfer path analysis model of the interior noise
实车测试在声学转鼓上进行,测试环境为整车半消声室,测试工况以2档缓加速为例,转速范围1 000~5 000 r/min,记录各测点的工况数据。然后将发动机及悬置软垫完全拆除并使之脱离车身,在各个与动力总成有关的激励点被动端布置传感器,同时,为了避免由于矩阵病态引起的计算错误,在每个被动点旁边布置2个参考点,采集各激励点被动侧到各测点的传递函数。本次试验包括15条传递路径,对于响应合成与贡献量分析,均在LMS Test.Lab软件的TPA模块进行[6]。
如图2所示,以驾驶座噪声作为目标点,记录测试工况下目标点的总声压级和主要阶次切片。通过分析图2可知,2 800 r/min左右驾驶座噪声达到峰值,为62.48dB(A),结合阶次分析确定发动机2阶激励是主要贡献源。本样车匹配四缸四冲程柴油发动机,其发动机的激励频率为
(2)
式(2)中:N为发动机缸数;n为发动机转速;τ为发动机冲程系数。
对于本样车而言,发动机缸数N=4,冲程系数τ=2,当发动机转速为2 800 r/min时,其2阶激励特征频率为
(3)
根据阶次分析结果,当发动机转速达到2 800 r/min时,2阶激励是主要阶次成分,提取2阶激励信号作为研究对象,图3为2 800 r/min时各传递路径贡献图。由图3可以判定,发动机轰鸣声的主要贡献源来自发动机左后悬置(57.6 dB(A))和右后悬置(55.8 dB(A))。贡献量主要由两个因素造成,传递函数在激励频率处存在较大峰值或者激励力较大。
在图4和图5中,通过分析发现后悬置各被动端测点到驾驶座噪声的传递函数在93 Hz无明显峰值,因此确定驾驶座噪声值过大原因是后悬置激励力较大。
动力总成将动力传递到车架,车架再通过悬置系统将动力传给整备车身,因此动力总成悬置系统的隔振水平直接影响整备车身输入力的大小,其主要由悬置本身的动刚度和悬置支架的动刚度决定[7]。样车动力总成悬置系统的匹配设计阶段,经试验分析确定悬置本身的动刚度水平满足设计要求,初步确定后悬置激励力过大的主要原因是悬置支架动刚度过低,使得发动机的2阶激励引起悬置支架共振,产生低频轰鸣声。
对后悬置支架进行约束模态分析以确定是否刚度不足。该样车动力总成采用4点悬置、前高后低的布置方式,悬置支架由高强度钢焊接而成,前后悬左右对称并采用相同形式的支架,前悬左右各约为3.7 kg,后悬左右各约为2.8 kg。在工程应用中,一般将支架的动刚度与橡胶悬置垫刚度比控制在15以上,支架第一阶频率在500 Hz以上[8]。
对于悬置支架,用Hyperworks共划分3 456个壳单元,其中前悬2 126个,后悬1 427个,网格大小10 mm×10 mm,焊接采用节点融合方式模拟,前后悬置的厚度均是6 mm,支架用螺栓固定在车架上,在Nastran中计算其前20阶模态,计算结果如表1所示。由于第8阶模态620.3 Hz大于要求(500 Hz),因此列出其前8阶模态。
表1 前8阶模态频率和振型描述Table1 Prioreightordersmodalfrequenciesandshapesdescription模态阶数模态频率/Hz阵型描述194.36右后悬支架垂直方向振动294.38左后悬支架垂直方向振动3234.10右后悬支架纵向扭振4234.40左后悬支架纵向扭振5378.20右后悬支架横向扭振6378.30左后悬支架横向扭振7497.30右后悬支架横向振动8620.30右后悬支架复杂振动
由表1可知,前8阶模态均是后悬模态,前7阶出现模态频率小于500 Hz,其中前两阶模态与2 800 r/min时发动机的2阶激励93 Hz接近,两者相差1.4 Hz左右,不满足模态避频的要求。通过以上分析确定,车内轰鸣声的主要原因是后悬置支架与发动机的2阶激励接近,导致支架振动过大,激起附近板件与车内声腔模态耦合,驾驶座出现轰鸣声。
通过模态分析可知,由于悬置支架左右对称所以出现两阶模态几乎相同的现象,结合模态阵型和后悬的结构发现,过长的悬臂梁和狭小的几何结构是模态频率偏低的主要原因。为了避免过长的悬臂梁式结构带来的整体刚度偏低,后悬置决定采用与前悬置近似的结构,即在后悬结构上稍作修改,如图6所示。修改后的后悬置质量为3.3 kg,质量略有增加,发现优化后后悬支架第1阶频率增加至530.5 Hz,远大于2 800 r/min时发动机的2阶激励频率,同时满足了大于500 Hz的设计要求。
对改进方案进行实车验证,采取上述改进措施后, 2 800 r/min时驾驶座噪声声压级达到59.73 dB(A),相较改进前下降了约2.7 dB(A),主观评价无明显轰鸣声,提升了乘坐舒适性。试验结果如图7所示。
综合运用传递路径分析技术、阶次分析技术和模态分析技术,诊断出引起2 800 r/min某客车车内轰鸣声的原因是发动机的2阶激励与后悬置支架在93 Hz发生共振,从而引起车身壁板振动向车内辐射低频噪声。通过对后悬置支架的优化改进,使后悬支架第1阶模态频率达到530.5 Hz,远高于2 800 r/min时发动机的2阶激励频率,实车验证表明主观感受无明显轰鸣声,车内噪声相较改进前下降了2.7 dB(A)。利用传递路径分析方法准确、快速地解决了客车轰鸣声问题,为该方法在客车上的应用提供了成功案例,具有广泛的实际工程参考价值。
[参考文献]
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[2]龙岩,范让林,史文库,等.提高传递路径分析速度和精度的方法[J].吉林大学学报(工学版),2009,39(1):78-82.
[3]严辉,康润程,陈明,等.多参考TPA在整车路面载荷提取中的运用[J].汽车科技,2013(1):10-14.
[4]刘东明,项党,罗清,等.传递路径分析技术在车内噪声与振动研究与分析中的应用[J].噪声与振动控制,2007,27(4):73-77.
[5]杨洋,褚志刚,熊敏.基于阻抗矩阵法的车内共鸣声的传递路径分析[J].振动与冲击,2014,33(18):164-165.
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[8]赵彤航.基于传递路径分析的汽车车内噪声识别与控制[D].长春:吉林大学,2008.