摘 要

針對某乘用車3950rpm 左右車內存在加速轟鳴聲的問題，對車身各接附點進行靈敏度測試和整車模態(tài)分析，得出引起車內轟鳴的主要原因。再在靈敏度分析的基礎上，將結構動力學修改技術應用到幾何模型上，分析基于質量、剛度和阻尼的局部修改方法，最終確定在發(fā)動機右縱梁處增加動態(tài)吸振器的方案最合適，駕駛員右耳聲壓級降低6dB(A)，改善轟鳴聲的同時也控制了成本。

關鍵詞:SDM 技術，模態(tài)試驗，頻響函數(shù)，轟鳴聲

作者：夏金鳳1，2， 張軍1，2， 萬玉平1，2，許春民1，2，武建雙1，2

單位：（1.長安汽車股份有限公司汽車工程研究總院，重慶，401120；2. 汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶，401120）

0 引言

結構動力學修改（SDM）技術[1]通過修改質量，剛度，阻尼等物理特性改變結構的固有屬性以降低振動水平，避開共振頻率，提升動態(tài)穩(wěn)定性，廣泛應用于汽車，飛機，機床等大型復雜結構的優(yōu)化設計中[2]。結構動力學修改可通過仿真分析和試驗的方法進行[3]，可將仿真與試驗相結合，通過實際測量所得數(shù)據(jù)建立數(shù)學模型，并將結構動力學修改技術應用到建立的數(shù)學模型中，通過仿真進行大量的模型修改快速準確的得到合適的修改方式，將這種修改應用于實際結構中，再次進行振動噪聲測試，根據(jù)試驗結果驗證修改方式。這種方法雖然需要多次“模型修改”，但只需兩次振動測試試驗便能得到準確的結構動力學修改結果，既節(jié)省費用，又提高效率。國內外學者采用上述基于試驗的SDM 方法做了大量研究，如Yong-Hwa Park[4]等應用SDM技術有效地降低了車內振動和噪聲；Sestieri[5]通過在發(fā)動機體薄弱點上增加質量塊減小FRF 的幅值，從而控制輻射噪聲等。

本文針對某乘用車加速過程中3950rpm左右時車內存在轟鳴的問題，通過SDM 技術進行結構動力學修改，有效地降低了轟鳴聲。

1  SDM 技術理論

比例阻尼結構可以看成是線性離散的N自由度模型，其彈性體結構可用振動微分方程的一般形式表示[6]：

式中M、K 和

分別為系統(tǒng)的質量、剛度和阻尼矩陣，

分別為各個節(jié)點的加速度、速度和節(jié)點位移向量，F(xiàn)為力向量。結構動力學修改需在原模型基礎上改變其參數(shù)矩陣的質量、剛度和阻尼，上式方程可修改表示為：

其中△M ，△C 和△K 分別表示為參數(shù)矩陣中質量，阻尼和剛度的修改量。使用模態(tài)坐標轉換

，由于特征向量滿足正交特性：

結構動力學修改可通過LMS軟件分析實現(xiàn)，通過局部增加質量塊、彈簧阻尼系統(tǒng)及動態(tài)吸振器的方式改變其質量、剛度和阻尼，獲得修改后的模態(tài)參數(shù)，提升了工程實際中結構動力學修改的工作效率。

2.工程應用

2.1?

問題描述

某乘用車項目設計驗證開發(fā)階段，發(fā)現(xiàn)在加速過程中， 3950rpm左右車內存在轟鳴，圖1所示為二檔加速時駕駛員右耳處聲壓級，在3800—4200rpm范圍內出現(xiàn)明顯峰值， 對應于頻率132Hz，如圖2所示。

2.2?

原因分析

為了分析引起轟鳴的原因，對內飾車身各接附點進行靈敏度測試，在測試過程中，卸去動力總成、進排氣系統(tǒng)和底盤懸架系統(tǒng)等避免各部件間耦合作用對測試結果的影響，結果發(fā)現(xiàn)發(fā)動機右懸置接附點、冷卻模塊左上安裝點和右上安裝點Y向聲振傳函(NTF) 和動剛度(IPI)曲線均在132Hz左右出現(xiàn)明顯峰值，如圖3、圖4所示，對應于車內3950rpm高速轟鳴頻率。

圖3  右懸置接附點、冷卻模塊左上和右上安裝點Y向NTF

圖4  右懸置接附點、冷卻模塊左上和右上安裝點Y向IPI

為了檢驗車身結構固有動態(tài)特性，進一步地確定引起轟鳴的原因，對該車在內飾車身狀態(tài)下進行自由模態(tài)測試。所得頻響函數(shù)如圖5 所示。采用最小二乘復頻域方法結合穩(wěn)態(tài)圖和頻響函數(shù)提取模態(tài)參數(shù)，得到對應的固有頻率和模態(tài)陣型。通過內飾車身模態(tài)測試結果分析可知，在132Hz 存在明顯模態(tài)，其模態(tài)頻率與整車加速噪聲轟鳴頻率相近，對應的模態(tài)振型如圖6 所示，從圖中可看出主要為發(fā)動機艙縱梁模態(tài)，且右側變形大于左側。結合車身各接附點靈敏度分析和整車模態(tài)分析可以得出發(fā)動機機艙右縱梁處結構薄弱，導致發(fā)動機機艙縱梁模態(tài)，所以需要對發(fā)動機艙縱梁結構進行擾動，改變其動態(tài)特性，減小車內轟鳴聲。

  圖5  內飾車身頻響函數(shù)曲線

圖6  132Hz頻率模態(tài)陣型

2.3?

靈敏度分析

由上文可知，發(fā)動機機艙縱梁模態(tài)是引起車內轟鳴的主要原因，故需提升其結構強度，降低132Hz 處發(fā)動機機艙縱梁模態(tài)振幅，從而減小振動能量，改善轟鳴聲，提高乘坐舒適性。本文對132Hz 頻率響應函數(shù)幅值進行靈敏度分析和結構動力學修改，為制定修正方案奠定基礎。表1 所示為發(fā)動機機艙右縱梁處增加質量塊，改變剛度及增加動態(tài)吸振器的變化參數(shù)，通過改變這些參數(shù)得到132Hz 對應頻響函數(shù)幅值的變化率，計算公式如下：

其中H 表示原狀態(tài)下132Hz 對應頻響函數(shù)幅值，hi表示結構動力學修改后對應的頻響函數(shù)幅值。

表1 發(fā)動機艙右側縱梁動力學修改

圖7給出了發(fā)動機機艙縱梁右懸置處分別增加質量塊，改變剛度，增加動態(tài)吸振器后132Hz 頻率處頻響函數(shù)幅值對應的變化率，其中，幅值變化率越大結構參數(shù)的靈敏度越高。從圖7 可知，增加動態(tài)吸振器后132Hz 頻率處幅值變化最敏感，且隨著吸振器質量的增加，幅值顯著降低，但增加到1.6Kg 后變化率趨于平穩(wěn)；質量塊次之，隨著質量塊增大，頻響函數(shù)幅值也有所降低；但改變發(fā)動機機艙右縱梁局部剛度對幅值變化影響很小。

圖7  不同動力學修改下132Hz頻率處頻響函數(shù)振幅變化率

2.4?

SDM 修改方案

增加動態(tài)吸振器和質量塊都能調整132Hz 頻率處頻響函數(shù)幅值，下面提出三種方案對車身右側機艙縱梁進行擾動。由于增加質量塊后頻響函數(shù)幅值變化率呈線性增加，考慮工程實際應用，方案一在發(fā)動機機艙右縱梁處增加3.5Kg 的質量塊；動態(tài)吸振器質量增加到一定程度后幅值變化率趨于平穩(wěn)，故方案二在發(fā)動機機艙右縱梁處增加132Hz 頻率1.5Kg 質量的動態(tài)吸振器；綜合質量塊和動態(tài)吸振器對頻響函數(shù)幅值的影響，方案三同時增加3.5Kg 質量塊和132Hz頻率1.5Kg 質量的動態(tài)吸振器。

  表2 SDM 修改方案

通過LMS 軟件分別仿真分析三種方案的結構動力學修改對頻響函數(shù)的影響，獲得對應的頻響函數(shù)曲線，如圖8 所示。由圖8可知三種方案對降低頻響函數(shù)幅值都有效果，其中，增加質量塊后132Hz 頻率附近的幅值降低35%；增加動態(tài)吸振器對頻響函數(shù)幅值影響較大，幅值變化率最大達到86%；而同時增加質量塊和動態(tài)吸振器對降低頻響函數(shù)幅值有更好的效果，132Hz 頻率附近幅值降低90%。

圖8  三種方案下頻響函數(shù)對比

2.5?

試驗驗證

通過仿真分析可知，以上三種方案下132Hz 頻率處發(fā)動機機艙縱梁模態(tài)振動幅值都有所降低，但應用到實車上仿真分析與試驗結果是否存在差異，能否降低轟鳴聲還需實際試驗進行驗證。為了檢驗SDM 仿真計算的結果可靠性，按方案三在發(fā)動機艙右縱梁處增加動態(tài)吸振器的同時增加3.5Kg的質量塊進行整車模態(tài)試驗，獲取頻響函數(shù)曲線，再將仿真分析獲得的結構動力學修改結果與試驗結果進行對比，如圖9 所示，從圖中可以看出兩條曲線具有較好的一致性，說明SDM 仿真計算結果可靠性高。

圖9  試驗與仿真頻響函數(shù)對比

下面將三種方案應用到實車中檢驗對加速轟鳴的改善情況，分別在整車狀態(tài)下測量二檔全油門加速過程中3950rpm 左右車內聲壓級。圖10 所示為原狀態(tài)與增加質量塊(3.5Kg)、增加動態(tài)吸振器（132Hz）、同時增加質量和動態(tài)吸振器后二檔車內駕駛員右耳處聲壓級曲線對比圖，從圖中可以看出，增加質量塊后在3950rpm 左右駕駛員右耳聲壓級與原狀態(tài)相比降低3dB，增加動態(tài)吸振器后駕駛員右耳聲壓級降低6dB，同時增加質量塊和動態(tài)吸振器后駕駛員右耳聲壓級降低8dB。表明增加動態(tài)吸振器或質量塊都能改善轟鳴聲，但增加吸振器效果比質量塊明顯，而同時增加質量塊和動態(tài)吸振器效果更好，考慮到工程實際操作及成本控制，在發(fā)動機右縱梁處只增加動態(tài)吸振器的方案不僅能較好的改善轟鳴聲，同時也控制了成本，更為合理。

圖10  三種方案下駕駛員右耳聲壓級對比

3 結論

本文針對某乘用車加速過程中存在的轟鳴問題，通過車身各接附點進行靈敏度測試和整車模態(tài)分析確定了引起轟鳴的原因，并通過SDM 技術進行結構動力學修改，達到減振降噪效果，得出如下結論：

⑴ 發(fā)動機機艙右縱梁處結構薄弱，導致發(fā)動機機艙縱梁模態(tài)，振動能量通過該模態(tài)傳遞到聲腔，強迫聲腔振動而導致車內轟鳴問題。

⑵ 基于試驗的SDM 技術進行結構動力學修改獲得的頻響函數(shù)與相同狀態(tài)下試驗測試獲得的結果具有較好的一致性，SDM技術修正結果可靠性高。

⑶ 考慮工程實際操作及成本控制，在發(fā)動機右縱梁處增加動態(tài)吸振器的方案不僅能較好的改善轟鳴聲，同時也控制了成本，最為合理。

參考文獻

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[3] M. A.Keshavarz, M. Bayani and Sh. Azadi, Improving Vehicle Vibration Behavior via Structural Modification with Random Road Input [J]. SAE Paper 2009-01-2093

[4] Vehicle Interior Noise and Vibration Reduction Using Experimental Structural Dynamics Modification

[5] A. Sestieri, SDM Applicatons To Machine Tools And Engines [J].Mechanical Systems and Signal Processing, 1990, 49(1): 53-63.

[6] Keng C. Yap and David C. Zimmerman, A Comprative Study of Structural Dynamic Modification and Sensitivity Method Approximation [J]. Mechanical Systems and Signal Processing, 2002,16(4):585–597.

作者簡介

張軍

博士，正高級工程師

吉利汽車研究院

上海交通大學博士，正高級工程師，現(xiàn)任吉利汽車研究院NVH技術專家，專注于振動噪聲領域研究與工程實踐20多年。

E-mail：zj_zmkm@126.com