汽车振动噪声模拟优化分析*

王 娜 张学萍

(安徽三联学院机械工程学院 安徽合肥 230601)

某型汽车的室内存在很大的轰鸣噪声，严重影响了驾驶员及乘客的舒适性。文章针对这一问题，进行整车NVH试验，通过传感器测试并对试验数据进行分析可评估各振动源对室内噪声的贡献程度，并通过CAE模拟给出改进的方向，从而有针对性地采取措施，获得最直接的效果。通过CAE模拟发现提高前悬置刚度和降低后悬置刚度可以在一定程度上降低车身的振动，并通过整车NVH试验得到了验证。

1 设备与方案

1.1 设备及软件

试验用到的设备仪器有数据采集设备DATaRec-SQlab(用于采集信号)，笔记本电脑一个(用于数据传输与转换)，Artemis软件(用于数据分析)，麦克风传感器两个(用于测量室内声音)，振动传感器九个(用于测量传送系通振动加速度)

CAE模拟用到的软件为Natran和Patran有限元分析软件。

1.2 方案

为了查明造成车室内噪音的原因，对室内声音进行信号采集并对其进行频率分析找出问题存在的主要原因，并对传动系统进行相应的振动信号测量，并与车室内噪音测得的数据进行对比分析，以期待找到造成车室内噪音的最主要原因。由于噪声在车辆4档全加速中最明显，故在测试中车辆工况采用4档全加速，发动机转速范围为1 000～3 500rpm。

针对试验测得到的问题部件，对其进行CAE模拟优化进而找到最佳方案，最终在实车上进行试验对模拟方案进行验证。

2 试验结果与分析

2.1 室内噪声水平分析

对驾驶员位置和后排位置进行声音信号的采集，测试工况为4档全加速，测试范围为发动机转速1 000～3 500rpm。采集得到发动机在不同转速下驾驶员位置的声音分贝值，如图1所示。发动机在不同转速下车内后排位置的分贝值见图2。

图1 驾驶员位置声音现状分析

图2 后排位置声音现状分析

由图1和图2可以看出，驾驶员位置声音在50～60Hz左右，对应发动机转速为1 500～1 800rpm左右存在很大的峰值。后排位置的声音，在50～70Hz左右，对应发动机转速为1 500～2 100rpm左右存在很大的峰值，此处便是主观感受到的轰鸣噪声。

2.2 商务车传动系统振动特性调查

由于主观评价感受到的噪声是从地板的振动传到车内，并在车内空腔进行了声学放大，故判断传动系振动是造成问题的主要来源。对传动系统进行振动特性测量，以期待找到造成车内噪音的具体原因。

2.2.1 车辆行驶测试 对传动系统进行振动特性测量及信号采集，测试工况为4档全加速，测试范围为发动机转速1 000～3 500rpm。测量位置说明如表1所示。

表1 试验位置说明

对变速器部位进行信号采集记录其三个方向的振动加速度值。对应车室内问题频率范围内的振动幅值未发现明显振动峰值，如图3所示，故室内轰鸣噪声与变速器相关性并不大。

对传动轴中间轴承支架进行信号采集记录其振动加速度值。对应车室内问题频率范围内的振动幅值未发现明显振动峰值，如图4所示，故室内轰鸣噪声与传动轴相关性并不大。

对主减速器本体和悬置后车体的一个加速度传感器进行信号采集记录其振动加速度值，如图5所示。主减速器本体和悬置后车体均存在50～70Hz的振动峰值，由此判断，车内噪声是由主减速器振动通过悬置传向车体地板而产生的。

图3 变速器振动加速度值

图4 传动轴中间轴承支架加速度值

图5 主减速器振动加速度值

2.2.2 对测试数据的分析结果 发动机扭矩变动作为激振力，通过驱动系统的扭转振动传达到主减速器壳体。以上所分析的振动，受主减悬置系共振频率的影响，形成较大的振动峰值；振动向地板传达，并形成车体共振，造成车室内轰鸣噪声；特别是4档WOT时，轰鸣声及车体振动最为恶劣，车室内噪声有5～10dB的改善余地。

为了改善车内噪声，可以通过改变主减速器悬置刚度来解决，由于调整各种刚度对进行数据采集试验工作量很大却较难实现，可采用CAE模拟找到方案。

3 CAE优化方案分析

3.1 有限元模型的建立与模态分析

利用Natran建立有限元模型，进行网格划分，如图6所示。分别设置使用要素种类、边界条件、材料如表2所示，各处弹簧刚度如表3所示，利用Patran进行计算分析可得出其固有频率如表4所示。

图6 主减速器有限元模型

(1)使用要素种类。①轴类：BEAM要素；②主减壳体：SHELL要素；③悬置支架：SOLID要素；④悬置：CELAS要素。

(2)边界条件。①与变速器输出口接合处：X向自由，其余约束；②悬置与车身连接处：对地弹簧；③万向节处：RY自由，其余约束。

(3)材料。各零件材料如表2所示。

表2 各零件材料

(4)各处弹簧刚度。各处弹簧刚度如表3所示。

表3 各处弹簧刚度(单位：N/mm)

(5)固有模态分析。固有模态计算结果如表4所示。

表4 固有模态的计算结果

通过计算发现，无论怎么调整各处的刚度值，表4中的8阶模态值虽然有所变化，但这些振型始终存在。另外，通过计算结果与测试结果的对比，可以知道，第4价扭转模态和第6阶Z向摆振模态与测试结果非常接近。这也说明CAE计算用的模型精度达到了可信程度。在此模型的基础上可以进一步进行振动特性分析及方案选定。

3.2 前、后悬置刚度值变更对车身振动的影响分析(振动灵敏度分析)

通过模态分析，确认了所建立的分析模型的精度，在此模型的基础上，进一步做振动特性分析，以找出最有效的改进方向。分别变更主减速器的悬置刚度，首先变更主减速的前悬置刚度。分析模拟可知，随着前悬置刚度的提高主减速器振动减低，如图7所示。随着主减速器前悬置刚度增加10%、15%、20%、25%、30%、40%、50%，主减速器振动在不断降低。继续调整主减速器后悬置刚度，分析模拟可知，随着后悬置刚度的降低主减速器振动减低，如图8所示。随着主减速器后悬置刚度降低10%、15%、20%、25%、30%、40%、50%，主减速器振动在不断降低。通过多种方案的分析对比，发现提高前悬置刚度和降低后悬置刚度可以在一定程度上降低车身的振动。

图7 不同悬置刚度下主减速器前部振动加速度值

图8 不同悬置刚度下主减速器后部振动加速度值

4 优化方案与实施效果

通过CAE模拟分析可知增加主减速器前悬置刚度可改善主减速器的振动，进而改善车内噪声。结合主减速器悬置的特性及生产条件，选取主减速器前悬置刚度增加30%进行试验验证。

测试主减速器本体处的振动加速度信号值，如图9所示，原始状态下主减速器本体在1 500～2 200rpm处峰值存在很大的峰值，主减速器前悬置刚度增加30%时，在1 500～2 200rpm处峰值已经降低到很小的振动值。

图9 主减速器前悬置不同刚度的主减速器振动加速度值

同时，在主减速器前悬置刚度增加30%时，测得车内声压级信号如图10、图11所示。主减速器前悬置原始状态下，驾驶室内声压级在1 500～1 800rpm处峰值存在很大的峰值，后排声压级在1 800～2 100rpmm处峰值存在很大的峰值；主减速器前悬置刚度增加30%时，驾驶室内声压级在1 500～1 800rpm处声压级已经不存在明显的峰值，声压级整体降低8～10dB，后排声压级在1 800～2 100rpm处声压级已经不存在明显的峰值，声压级整体降低10～15dB。

图10 主减速器前悬置不同刚度的驾驶室内声压级信号

图11 主减速器前悬置不同刚度的室内后排声压级信号

5 结论

某型商务车内轰鸣噪声对车内人员的舒适性带来了不利的影响，通过对室内声音特性的分析和传动系统振动特性分析，发现了主减速器的振动特性与车内噪声有很大的相关性，利用有限元模拟建立主减速器模型并改变主减速器刚度发现提高前悬置刚度和降低后悬置刚度可以在一定程度上降低车身的振动。通过整车试验对主减速器前悬置刚度增加30%进行测试，得到主减速器振动大幅度降低，车内轰鸣噪声已经不明显，整体声压级明显降低，为问题的改进提供了确实可行的方案。