卢小锐，马俊达，王晖，王洋

（华晨汽车工程研究院NVH工程室，辽宁 沈阳 110141）



某车用动力总成激励对驾驶室内振动噪声影响的分析及优化

卢小锐，马俊达，王晖，王洋

（华晨汽车工程研究院NVH工程室，辽宁 沈阳 110141）

摘 要：动力总成激励引起的低频结构噪声对驾驶室内振动噪声影响较大，应在车辆开发前期进行控制。文章讲述了某车型开发前期，通过试验与仿真相结合的手段，控制动力总成激励对驾驶室内振动噪声影响的过程。通过仿真计算预测存在风险的结构并进行优化，满足整车NVH目标要求，减少后期实车验证阶段的工作。

关键词：动力总成；激励力；NVH

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.02.002

CLC NO.: U471.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2016)02-05-03

前言

在汽车开发过程中，车辆的NVH性能已成为重要的设计指标，也是用户所关心的整车性能指标之一。车身受到的激励力很多，有来自轮胎的不平衡动态力、路面激励、发动机燃烧激励、发动机和传动系统旋转部件不平衡力，以及由部件相对运动产生的动态作用力等。这些力直接或间接作用于车身，导致车身振动，从而向车内辐射噪声。

动力总成是汽车的主要组成部分之一，它为汽车行驶提供动力，同时也是汽车的主要噪声、振动源。发动机工作时产生的惯性激励力以及不平衡力等，引起车内板件振动，向车内乘坐舱辐射中低频的结构噪声。传统的吸声、隔声等声学包装主要针对中高频的空气噪声，对降低中低频的结构噪声效果甚微。因此如何降低动力总成激励引起的中低频结构噪声是汽车NVH的重要研究内容[1]。

本文以某车型为例，论述了在整车开发前期，通过试验与仿真相结合的手段控制动力总成激励对驾驶室内振动噪声影响的过程。在整车NVH开发前期，按照竞品车辆的测试结果设定整车级目标值，并将其分解到各子系统级及零部件级，逐项进行控制，最终满足整车级目标要求。模型建成后，通过仿真计算得到振动灵敏度及噪声灵敏度曲线，预测存在风险的结构并进行修改，通过悬置刚度法获取实际运行工况下的动力总成激励力，将其加载到仿真模型中，计算车内主要关注点的振动噪声，并提出具体的优化措施，减少后期实车不满足目标要求的风险。

1、原点动刚度（LDS）

车辆开发过程中，白车身模型搭建完成后，通过CAE仿真计算车身接附点的原点动刚度。研究表明，反映连接点动刚度的特性的原点导纳对室内声压响应起主导作用，虽然车身内饰和室内空腔也影响室内声压，但若导纳特性差则很难通过后期其它优化方法来达到提升整车NVH性能的目的。高的接附点动刚度提升了安装点动刚度和安装点隔振衬套的刚度比，同时增加了安装点对发动机、路面的隔振作用[2]。车身主要接附点有：动力总成悬置安装点、悬架系统安装点、排气系统安装点等。本文主要考虑动力总成悬置安装点的原点动刚度，按照公式（1）中的隔振要求，设定悬置安装点动刚度的目标值。

通过仿真计算发现，发动机悬置三个方向的动刚度均满足目标值要求，变速器悬置Y、Z向与目标值差距较小，扭力臂悬置Y、Z向动刚度与目标值相差较大，如图1所示。需要对模型进行修改，调整悬置安装点的动刚度满足目标要求。经过反复修改，发现原模型中副车架与纵梁连接的型式较弱，修改模型后扭力臂悬置处的原点动刚度得到提高。

图1 扭力臂悬置Y、Z向原点动刚度曲线

2、NTF、VTF

基于频率响应函数的车内噪声传递路径分析方法从子结构的频率响应函数出发，在频率上描述了系统的振动噪声特性，为汽车噪声分析与预测等提供了一种快捷、有效的分析方法。此方法将整个系统划分为几个独立的子结构，每个子结构都以频响函数来表征其结构特性，各子结构频率响应函数通过装配集合来描述整个结构的动态特性。在传递路径分析中，将激励源和响应点视为两个不同的系统，两个子系统通过耦合元件连接，每个耦合连接点可以看成是一条传递路径，每一条传递路径表示从激励源到响应点间能量的传递，将每一条传递路径能量叠加就可以表示由激励源引起的目标点的响应[3]。

车内振动噪声传递路径比较复杂，在建模过程中结合实际情况对模型进行适当简化。分析动力总成激励对车内振动噪声的影响时，将所分析的Trimmed-body模型看做一个系统，并将其分成两个子结构。汽车车身（包含乘坐舱）为子结构A，动力总成系统为子结构B。

图2 传递路径分析原理图

假如车内噪声声压受动力总成激励作用，传递过来的所有声压成分之和可以表示为：

式中，k为激励的三个方向，n为发动机悬置个数。

在NVH性能计算中，我们通常通过振动传递函数（VTF）、声传递函数（NTF）来确定车身关键板的刚度是否达到性能要求。振动传递函数是通过对动力总成悬置点加载单位激励力，得到驾驶室内响应点的数据。各个响应点的峰值对应的模态频率由模态刚度和模态质量决定，但响应峰值大小则主要受模态阻尼的控制。声传递函数主要是指输入激励载荷与输出噪声之间的对应函数关系，用于评价结构对振动发声的灵敏度特性[4]。

应用NASTRAN软件计算Trimmed-body的有限元模型，在动力总成各悬置位置施加单位力的扫频激励，频率范围为25～500Hz，通过考虑车身振动与声腔耦合，计算单位载荷下驾驶室内响应点的变化曲线。振动传递函数前期无法进行评估，待驾驶室内实际响应计算完成后，针对问题频率，结合振动传递函数闭环进行结构调整。声传递函数在频率范围内的目标值为55dB，仿真计算得到的驾驶室内噪声测点的声传递函数曲线与目标值对比，发现扭力臂悬置Z向声传递函数在120～150Hz之间超过目标值。通过优化车身结构，降低扭力臂悬置Z向声传递灵敏度。

图3 扭力臂悬置Z向NTF

3、激励力

动力总成振动通过悬置激励车身结构引起的车内噪声主要是低频（20～200Hz）噪声，其激励主要来自发动机旋转运动和上下运动而产生的惯性不平衡力以及由于燃烧而产生的冲击力。因高次的往复惯性激励幅值很小，一般不予考虑，故只考虑往复惯性力的前两个谐波，实际状态下，二阶惯性激励引起的车内振动和噪声响应占主导位置，因此只考虑二阶惯性激励通过车架传到车身引起的车内结构噪声。

常用的激励力获取方法有三种[5]：

1）悬置刚度法：依据虎克定律，可得激励力为：

式中，Xact、Xpas分别为结构主动端

与被动端之位移量；K( ω )为动刚度特性。动刚度特性由测量得到，但测量时要考虑如下几点：1）正确的预载荷；2）环境参数如温度等的影响；3）按实际运行时的边界条件进行X，Y，Z三方向激励。若动刚度特性高，测量得到的主、被动侧位移量相同，则此方法不适合使用。

2）逆矩阵法：逆矩阵法假设

被测结构均为线性材料。只要测量得到激励点之FRF及工况下激励点的加速度，即可求得各激励点的激振力。

3）直接测量法：使用力传感器，直接测量

在车辆或其他零部件运行时被动侧在耦合点位置的作用力。大部分情况下，为了确保不破坏原有的边界条件，耦合点处的工作力估计往往要采用非直接的办法。

本文选取悬置刚度法得到动力总成激励力。按照整车NVH设定目标时选取的测试工况，测量竞品车动力总成悬置主动侧与被动侧的加速度，结合悬置动刚度属性，按照式（3），计算得到整车实际运行工况下动力总成激励力，如图4所示。

图4 动力总成二阶激励力

4、驾驶室内响应分析及优化

选取表1所示位置作为驾驶室内振动噪声响应点。

表1 驾驶室内振动噪声响应点

将动力总成激励力加载到模型中，计算驾驶室内响应点的振动噪声。怠速噪声受动力总成结构振动传递的影响较小，在仿真过程中不做计算。因此，在仿真过程中，主要计算怠速工况下驾驶室内的振动、加速工况下驾驶室内的噪声及振动。仿真结果如图5、图6所示。

从仿真计算结果可以看出，驾驶员内耳噪声曲线在3000～4300RPM有较大峰值，后排乘客内耳噪声曲线在2000～3000RPM有较大峰值，有可能会引起驾驶室内轰鸣；且高转速时声压值较大。

图5 加速工况下驾驶室内声压级曲线

图6 加速工况下方向盘振动曲线

通过传递路径分析发现，发动机悬置Z向、扭力臂悬置Y向的贡献量较大，是造成驾驶室内声压级较大的主要原因。从传递路径上看，发动机悬置Z向、扭力臂悬置Y向NTF均满足目标要求；从激励源分析，发动机悬置Z向、扭力臂悬置Y向激励力较大，是造成驾驶室内声压级较大的主要原因。

加速工况下，方向盘X、Y、Z向在3500RPM以上时振动较大，通过传递路径分析发现，扭力臂悬置Z向贡献量较大。从传递路径上来看，扭力臂悬置Z向在135Hz附近的VTF较大；从激励源来看，扭力臂悬置Z向激励力在4000RPM时有较大峰值，可见，激励源及传递路径均需要进行优化，以降低方向盘振动。

怠速工况时，方向盘振动整体满足整车目标要求，无需进行优化。

图7 副车架连接方式

经过上述分析，结合NTF、VTF计算结果，本文对悬置刚度属性及副车架结构进行修改，增强了副车架的连接方式，如图7所示。优化激励力及副车架结构后，驾驶室内振动噪声峰值均得到降低。

5、结论

动力总成激励引起的中低频结构振动噪声是驾驶室内NVH的主要控制内容。在整车开发前期，如何通过试验与仿真相结合的手段控制动力总成激励对驾驶室内振动噪声的影响有非常重要的意义。在整车开发过程中，按照NVH开发流程，在每一个阶段将试验与仿真相结合，预测结构中存在的风险并进行优化，在实际工作中具有非常重要的意义。

参考文献

[1] 张立军,靳晓雄. 轿车车内噪声控制方法研究.汽车工程,2002, 24(1):15-19.

[2] 郭荣,万钢.车内噪声传递路径分析方法探讨.振动、测试与诊断, 2007,27(3):199-203.

[3] 吴光强，盛云. 基于声学灵敏度的汽车噪声声固耦合有限元分析.机械工程学报,2009,45(3):222-228.

[4] 靳春梅,樊灵.车辆声学灵敏度改善分析.汽车科技,2011,(1):51-53.

[5] J. W. Verheij, Inverse and Reciprocity Methods for Machinary Noise Source Characterization and Sound Path Quantification. Part1: Sources, Int. J.Acoust.Vibr.1997,(2):11-20

Analysis and Optimization of Vehicle Vibration and Noise Caused byPowertrain Excitation

Lu Xiaorui, Ma Junda, Wang Hui, Wang Yang
（Brilliance Auto R&D Center NVH Engineering Room, Liaoning Shenyang 110141）

Abstract:Lowfrequency noise and vibration caused by excitation of powertrain have significant influence on interior noise and vibration, it should be controlled in the early stage. This paper represents that in the early stage of a vehicle development, using the way of experiment and simulation to control the influence of vibration and noise of vehicle based on excitation of powertrain, through the simulation to predict risks and optimize structure, to meet the NVH target of vehicle and reduce the work of real vehicle validation.

Keywords:power-train; Excitation; NVH

作者简介：卢小锐，就职于华晨汽车工程研究院NVH工程室。

中图分类号：U471.2

文献标识码：A

文章编号：1671-7988(2016)02-05-03