2017, Vol. 33
2. 上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心, 上海 200438
2. Commercial Vehicle Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited, Shanghai 200438, China
随着汽车技术的快速发展, 舒适性和安全性是未来研究的主要目标, 其中振动和噪声是评价汽车舒适性的主要指标.影响汽车车内振动和噪声的直接因素是包围空腔的所有板件的振动和声学特性[1].来自噪声源的激励通过底盘与车身连接点传递到车身引发车身振动, 车身振动作用于内部空气, 使内部升压, 产生车内噪声; 同时, 车外声音通过车身缝隙和孔进入车内也会产生车内噪声.影响整车车内噪声、振动和不舒适性的噪声源主要有动力总成和传动系统振动、排气系统振动、风激励、进气声以及胎噪, 其中风激励和胎噪是汽车高速行驶下的激励源.加速和怠速是评价车内振动和噪声的主要工况.
噪声传递函数(NTF)定义为输入激励与输出噪声之间的函数关系, 可用于评价结构对激励的声学灵敏度特性[2].NTF在整车开发和结构优化分析中具有很好的工程应用价值:对整车噪声、振动、声振粗糙度(NVH)开发进行设定和分解; 通过试验测试各部件的噪声传递贡献量; 在特定频率下, 对各个面板贡献量进行分析.随着仿真技术的发展, 计算机辅助工程(CAE)方法被运用到整车NTF分析中, CAE方法相对于试验方法, 不仅快捷, 效率高, 而且可节约大量成本, 为试验设计、分析以及结构优化提供帮助.
本文主要针对某款多用途汽车(MPV)在试验测试中车内后排存在明显的轰鸣声的现象进行传递路径分析, 运用Hyperworks软件中的Optistruct求解器进行NTF分析, 并与试验结果进行对比, 寻找噪声源和传递路径, 为结构优化提供帮助.
1 NTF基本原理 1.1 流固声学耦合的基本方程在流固声学耦合问题中, 需将结构动力方程、流体动力方程和流体连续性方程一并考虑[1].结构动力方程可通过结构有限元法求得, 而流体动力方程和流体连续性方程可通过声学有限元法求得.在汽车振动噪声问题中, 声学有限元法主要用于分析汽车结构振动引起的车内噪声问题[2], 通过将汽车内部空间离散化, 根据声学波动方程求解空气域声特性.声学有限元法采用空气单元形函数和声学波动方程, 可导出空腔声学有限元状态方程[3], 即
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(1) |
式中: [Mep]为空气质量矩阵; [Cep]为空气阻尼矩阵; [Kep]为空气刚度矩阵; ρ[Re]为结构-声学耦合质量矩阵, ρ为空气密度; {Pe}为空气单元节点声压向量; {Ue}为节点位移向量.
结构有限元法是将包围空气域的结构体进行有限元离散化[2], 类似可导出结构振动状态方程为
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(2) |
式中: [Me]为结构质量矩阵; [Ce]为结构阻尼矩阵; [Ke]为结构刚度矩阵; [Fe]为结构外激励; {FePr}为界面声压向量.
式(1)、(2) 描述了流体-结构耦合问题有限元离散化方程, 将两个方程结合得到流固声学耦合的动力学方程为
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(3) |
将测点的空气压力转化为声压级SPL[5], 即
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(4) |
式中:P为测点声压值; Po为国际参考空气压力, 值为2.0×10-5 Pa.
1.2 传递路径分析车内噪声主要分为空气声和结构声.空气声主要通过车身缝隙、孔洞等辐射到车内; 结构声由结构件振动通过车身连接点传递给车身板件, 板件作用于车内空腔, 激起空腔模态, 引起车内噪声.
本文研究的车内噪声主要是结构声, 所以可从结构件开始分析噪声源.结构声传递路径为
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其中:F为源激励; 
某试验车辆为前置后驱、6个手动前进挡, 发动机为直列四缸, 承载式车身, 传动系统主要由传动轴、中间支撑、驱动桥、半轴组成.道路测试条件为:风速小于8 km·h-1, 背景噪声比被测噪声至少低10 dB, 道路为柏油马路.试验中主观感受为当转速为1 600 r·min-1左右时, 车内后排出现轰鸣声.在主驾右耳、中排左侧右耳、后排左侧右耳各布置一个传声器.测试工况分别为3档和4档全油门(WOT), 测试软件为LMS Test Lab 12 A.根据Shannon采样定理[4]有
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(5) |
式中:fs为采样频率; fm为分析频率.
依据工程经验, 一般噪声信号频率不超过5 000 Hz, 振动信号频率不超过600 Hz.根据式(5), 测试过程中噪声采样频率取12 800 Hz, 分辨率取0.781 25 Hz; 振动采样频率取1 600 Hz, 分辨率取1 Hz.数据采集设备型号为LMS SCADAS Lab 40.车内噪声SPL测试结果如图 1所示, 其中f为频率.
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图 1 车内噪声声压级 Fig.1 SPL of interior noise |
从图 1可看出, 在转速为1 600 r·min-1左右时SPL存在明显峰值, 且该峰值对应的转速与主观感受到噪声时对应的转速基本一致.车内噪声峰值主要由二阶声压组成, 与发动机二阶激励相关.在转速为1 600 r·min-1下对应的发动机二阶激励频率为54 Hz.对车内后排噪声信号和传动系统振动信号进行相关性分析, 初步判断传动轴和后桥可能被发动机二阶点火频率激起模态产生共振, 所以选择车身与传动轴、后桥等连接点为单位激励加载点, 响应点为车内后排耳旁.通过单位频率响应法得到车内后排耳旁SPL随f的变化.采用CAE方法分析时, 考虑到模型误差, 频率范围选择在55~65 Hz.
3 NTF仿真分析 3.1 有限元模型TB(trimmed body)有限元模型主要采用SHELL163板壳单元模拟车身结构, 焊点采用CWELD单元, 材料采用SPHC和SPCC.为了平衡建模质量和计算速度, 可忽略一些小尺寸工艺孔.有限元模型如图 2所示.
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图 2 有限元模型 Fig.2 Finite element model |
空腔有限元模型采用四面体SOLID单元模型, 材料为空气和座椅, 定义为MAT10, 空气属性和座椅属性均定义为PSOLID.考虑到模型的精确性, 空腔有限元模型应为车身板件和座椅之间的空间模型, 同时包括发动机舱和后翼子板腔体.空腔有限元模型如图 3所示.
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图 3 空腔有限元模型 Fig.3 Finite element model of the cavity |
在激励点施加单位激励, 得到的频率为55~65 Hz, 后排右耳声压级峰值的对应频率分别与后悬架左纵臂、左后螺旋弹簧、稳定杆和中间支撑振动峰值的对应频率基本一致.图 4为激励点仿真结果.为验证仿真结果的正确性, 对后桥和传动轴工作变形进行分析.传动轴中间支撑和后桥布置振动加速度传感器, 采集相关振动信号.采集软件为LMS Test Lab 12 A.
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图 4 激励点仿真结果对比 Fig.4 Simulation results of incentive point |
分析后桥测点振动幅值随转速n0和频率f变化的三维瀑布图(如图 5所示).由图可知, 当n=1 600 r·min-1左右即对应二阶频率为54 Hz左右时振动幅值存在峰值.在转速为1 600 r·min-1时进行转速切片分析, 得到在该转速下峰值随频率的变化, 如图 6所示, 图中纵坐标为振动加速度a与重力加速度g的比值.图 6中在二阶频率为54 Hz左右后桥存在明显的振动峰值.
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图 5 后桥测点瀑布图 Fig.5 Waterfall plots of rear axle measuring |
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图 6 后桥1 600 r·min-1切片图 Fig.6 Slice image of 1 600 r·min-1 on rear axle |
分析中间支撑测点振动幅值随转速和频率的变化, 如图 7所示.在1 600 r·min-1即对应二阶频率为54 Hz时, 同样得到中间支撑存在明显振动峰值, 如图 8所示.综上分析, 仿真与试验结果接近, 所以可得出, 传动轴和后桥由于发动机二阶点火频率激起其模态产生共振, 通过中间支撑和后桥与车身连接点传递到车内, 引起车身振动, 激起空腔模态, 导致后排产生轰鸣声.解决这一问题的措施为在后桥处安装质量阻尼, 在降低后桥振幅的同时还起到一定的移频作用, 从而消除车内轰鸣声.
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图 7 传动轴中间支撑测点瀑布图 Fig.7 Waterfall plots of intermdeiate support measuring point of drive shaft |
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图 8 传动轴中间支撑1 600 r·min-1切片 Fig.8 Slice image of 1 600 r·min-1 on intermediate support of drive shaft |
(1) 介绍了NTF的流固声学耦合和传递路径基本原理.运用Hyperworks软件中的Optistruct求解器, 在传动轴和后桥激励点施加单位激励, 对车内后排右耳响应进行了分析, 并结合试验对仿真结果进行验证.结果表明, 由于点火频率激起传动系统弯曲模态产生共振, 通过后桥与车身连接点将振动传递到车身, 导致车内产生轰鸣声.
(2) 通过CAE方法进行噪声传递函数分析, 不仅目标明确, 而且效率高, 可为试验提供理论依据, 能有效分析NVH问题的来源, 具有很好的工程实际价值.
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