基于频谱分析与拓扑优化的汽车加速噪声控制
摘要：针对某 ＳＵＶ 在加速过程中驾驶舱内出现的共振和轰鸣声， 利用频谱分析方法， 识别出关键因素为压缩机系统 １ 阶模态频率与四缸发动机的 ４ 阶频率耦合。采用模态分析与拓扑优化方法， 改进压缩机支架后， 压缩机系统的 １ 阶模态频率由 ２０７.３ Ｈｚ提升至 ２５９. ６ Ｈｚ， 避开了发动机工作频率。实测对比结果表明， 搭载新压缩机支架后， 在 ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 时驾驶舱内噪声声压级下降２.８ ｄＢ 且共振明显减弱， 与主观评价一致。新压缩机支架同时解决了搭载同款发动机的某 ＭＰＶ 加速噪声问题， 验证了该方法的有效性。并进一步提出了在实车状态下的压缩机系统模态分析目标应为 ２５０ Ｈｚ， 为后续车型开发提供依据。驾乘人员对汽车的性能要求已不再局限于传统的动力性、经济性和安全性等方面， 越来越关注驾乘的舒适性。提升整车ＮＶＨ 性能已成为各大主机厂车型开发过程中的重要工作［１－２］。对于整车 ＮＶＨ 问题， 轰鸣声是较难控制和消除的噪声之一。该类噪声表现为整车在怠速或加速工况的某个转速下骤然出现， 在窄频带内分布的较高能量， 会产生对人的耳膜有强烈压迫感的噪声， 进而导致人焦躁不安、 头痛甚至呕吐， 是驾乘人员不能接受的主观感受［３－４］。按照工况不同， 轰鸣声可以分为怠速、 定速及加速轰鸣声， 其中加速轰鸣声的原理最为复杂，控制也相对困难， 其主要激励源为动力总成， 传递路径包括悬置系统、 进排气系统、 传动系统和车身系统［５－６］。本文作者针对某 ＳＵＶ 在样车开发阶段、 加速时在 ３ １００ｒ／ ｍｉｎ左右出现的明显轰鸣声， 首先， 对噪声信号进行处理与分析， 识别轰鸣声关键因素是压缩机系统 １ 阶模态频率与发动机４ 阶次频率耦合；其次， 利用拓扑优化的方法， 重新设计压缩机支架结构， 将压缩机系统模态频率提升至 ２５９.６ Ｈｚ， 较优化前提升了 ５２. ３ Ｈｚ；最后， 对安装新压缩机支架的样车进行测试， 结果表明驾驶舱内总声压级降低 ２. ８ ｄＢ， 主观评价轰鸣声改善显著。四缸直列发动机的主要激励为 ２ 阶不平衡惯性力， 一般以点火激励为主［７］， 其基频及谐频理论计算公式如下：式中：Ｎ 为发动机的汽缸数， 取值为 ４；ｎ 为发动机的转速；ξ为行程系数， 对于四冲程发动机， ξ ＝ ２；ｉ 为阶次， 取整数 １、２、 ３、 ．．．．．．。某 ＳＵＶ 搭载四缸发动机， 主观感受在加速过程中 （ 在３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 附近） 出现强烈共振及轰鸣声。为了准确地识别声源， 对其进行了升转速工况的驾驶舱噪声测试， 结果如图 １ 所示。可知驾驶舱噪声主要为 ５００ Ｈｚ 内的中低频， 除发动机的本体噪声外， 一般为结构的振动所致；当发动机的转速上升到４ ０００ ｒ／ ｍｉｎ 以上时， 发动机的本体辐射噪声 （２ 阶噪声） 明显变大。同时， 主观感受是在发动机 ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 附近， 驾驶舱出现明显轰鸣声。鉴于上述分析， 进一步对驾驶舱噪声进行阶次分析， 如图２ 所示。可知对 ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 附近的轰鸣声贡献量最大的成分，为发动机的 ４ 阶谐频， 主要原因可能为发动机本体噪声透射至驾驶舱， 或某部件与发动机共振产生噪声。经隔离发动机辐射噪声处理后， 该现象依然存在， 排除了第一个原因。因此， 采用分步运行法， 分别断开与发动机连接的部件， 进行噪声对比测试， 发现断开空调压缩机系统后轰鸣声消失， 在 ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ时， 驾驶舱噪声降低 ３ ３ ｄＢ， 如图 ３ 所示。对比测试结果说明轰鸣声与空调压缩机系统强相关。图 ４ 为断开压缩机前、 后驾驶舱 ４ 阶噪声的对比， 表明断开压缩 机 后， 驾 驶 舱 噪 声 的 主 阶 次 也 明 显 降 低， 降 幅 达３.４ ｄＢ， 与驾驶舱噪声降幅一致， 进一步识别了压缩机系统是导致驾驶舱加速轰鸣声的主要原因。基于上述分析， 为进一步确定问题的根本原因， 对空调压缩机系统进行模态分析。为保证分析结果精度， 模拟实车安装状态， 截取部分发动机缸体、 油底壳和盖板。分析模型如图 ５所示， 模型中节点 ３０４ ４５１ 个， 单元 １ ３１４ ６９６ 个。压缩机本体和支架、 发动机缸体、 油底壳等部件均用四面体单元模拟；对于一些较小几何特征的零部件， 如小孔和小的圆角、 倒角都予以光滑处理；螺栓连接用 ＲＢＥ２ 模拟；保证压缩机本体质量与实际质量一致， 约束截取断面处节点的 ６ 个自由度。仿真分析结果表明压缩机支架一阶模态频率为 ２０７. ３ Ｈｚ，振型为 Ｙ 向摆动， 如图 ６ 所示。由声源频谱分析可知， 该 ＳＵＶ加速工况下， ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 左右的噪声主要受发动机 ４ 阶噪声影响。由式 （１） 可得， 发动机 ４ 阶激励频率在 ２０６ ７ Ｈｚ 附近。压缩机支架 １ 阶模态频率与发动机 ４ 阶激励频率耦合， 该频率很容易被发动机激励激起， 存在共振风险。进一步将支架及空调压缩机装配到样车上， 使用锤击法，进行约束模态试验， 如图 ７ 所示。压缩机系统频率响应函数（ＦＲＦ） 如图 ８ 所示， 可知 Ｙ 向的一阶模态频率为 ２０２ Ｈｚ。测试结果与仿真结果 （见图 ６） 误差在工程许可的 ５％范围内，且振型一致， 表明仿真分析方法真实可信。且进一步验证了压缩机系统的 １ 阶模态频率处在发动机 ４ 阶激励频率范围内， 需优化支架结构， 以提升其 １ 阶模态频率。结构拓扑优化就是寻求材料在空间的最佳分布。对于连续结构拓扑优化， 目前比较成熟的优化方法有均匀法、 变密度法以及渐进结构优化法等［８］。本文作者采用变密度法对压缩机支架进行拓扑优化， 其基本思想是引入一种假想的密度值在０～ １之间的密度可变材料， 将连续结构体离散为有限元模型后， 每一个单元的密度为设计变量， 将结构的拓扑优化问题转化为原材料的最优分布问题。采用变密度法的结构刚度矩阵和柔度函数［９］分别可以表示为式中：ｘｉ、 Ｋｉ、 Ｕｉ 分别为优化过程中第 ｉ 个单元所对应的优化变量、 单元刚度矩阵和位移矢量；ｎ 为优化域离散后单元的数目。基于突击约束的柔度最小化的结构拓扑优化数学模型可描述为其中：Ｆ 为 作 用 在 结 构 上 的 载 荷 矢 量；Ω 为 设 计 区 域； 
为优化后材料的体积；ｆ 为体积分数；Ｖ 为优化前的结构总体积；ｘ 为优化变量；ｘｍｉｎ 、 ｘｍａｘ分别为避免优化过程中出现数值计算奇异问题而允许采用的优化变量最大值和最小值。此次压缩机支架拓扑优化， 目标是求结构的模态频率在对压缩机支架进行拓扑优化时， 首先要确定可优化域。考虑到成本及效率问题， 针对较为薄弱的支架结构进行拓扑优化。根据支架的实际装配关系及空间限制等条件， 将图 ９ 中所示的红色 区域 （支架与压缩机和发动机连接位置） 设置为非设计区域， 绿色 区域设置为可优化域， 即拓扑优化变量的取值域。支架质量最小为设计目标， 同时控制一阶模态频率不低于２５０ Ｈｚ。进行拓扑优化时， 设置容差为 ０ ００１， 密度惩罚因子为 ３， 使可优化域内材料的相对密度尽可能地向 ０ 或者 １ 收敛，使优化后的结构更接近实际情况。经过 ７４ 次迭代后， 得到拓扑优化后的支架结构。拓扑优化结果的密度分布云图如图 ９ 所示， 图中隐去了压缩机本体及相对密度小于 ０ ３ 的单元， 白色为支架本体， 彩色为拓扑优化中可优化域内建议保留的部分， 该云图可以用于设计参考。从图 ９ 可以看出：可优化域内保留的部分对压缩机———支架系统的一阶频率有较大影响， 需要在这些位置进行加强处理。根据拓扑优化结果， 结合实际工艺要求和空间限制对压缩机支架进行优化设计。根据拓扑优化结果， 在支架边缘处起高１２ ｍｍ 的加强肋， 支架安装点处局部加强， 具体对比结构如图１０ 所示。最终压缩机支架样件如图 １１ 所示。对优化后的压缩机支架进行模态分析， 结果如图 １２ 所示，支架一阶模态频率提升至 ２５９. ６ Ｈｚ。通过结构优化提高了压缩机支架的固有频率， 成功避开发动机 ４ 阶激励频率。为了验证仿真分析的准确性， 按照支架数模制作实物样件， 如图 １３ 所示。同样在实车上， 采用锤击法进行约束模态试验。结 果 表 明 新 支 架 的 压 缩 机 系 统 一 阶 模 态 频 率 为２５６ ５ Ｈｚ， 较原支架提高了 ５４ ５ Ｈｚ。更换新压缩机支架后， 分别对两辆存在轰鸣声的样车进行试验验证， 并组织相关人员试乘试驾进行主观评价。测试表明：更换压缩机支架后， ２００ Ｈｚ 附近的共振带明显减弱， 如图１４ 所示；在 ３ １００ ｒ／ ｍｉｎ 左右， 驾驶舱噪声下降 ２ ８ ｄＢ， 结果如图 １５ 所示。且主观评价结果同样表明轰鸣声改善明显， 驾乘舒适性明显提升。搭载同款发动机和压缩机的某 ＭＰＶ 也存在同样的共振和轰鸣声问题。对更换新压缩机支架后的 ＭＰＶ 进行测试， 结果表明：驾驶舱内噪声下降 ２ ６８ ｄＢ， 如图 １６ 所示， 验证了该控制方法的有效性。（１） 对驾驶舱噪声进行频谱分析， 识别加速过程中的共振和轰鸣声为空调压缩机支架与发动机 ４ 阶激励频率耦合导致。（２） 通过模态分析、 模态试验， 找到了空调压缩机系统 １阶模态不足的原因；利用拓扑优化手段， 将压缩机系统 １ 阶模态由 ２０７ ３ Ｈｚ 提升至 ２５９ ６ Ｈｚ， 表明原设计目标实车状态下不低于 ２００ Ｈｚ 不合理， 并制定实车状态下压缩机系统新目标应为不低于 ２５０ Ｈｚ。（３） 采用优化后的压缩机支架， 共振带明显减弱， ３ １００ｒ／ ｍｉｎ 附近噪声总声压级降低 ２ ８ ｄＢ， 主观评价轰鸣声消失，进一步验证了噪声识别、 模态分析及拓扑优化方法的准确性，为新车型开发提供依据。（４） 搭载同款发动机和压缩机的某 ＭＰＶ 也存在同样噪声问题， 应用新压缩机支架后， 共振和轰鸣声消失， 表明该支架可以平台化应用， 噪声控制方法可行有效。作者单位：（上汽通用五菱汽车股份有限公司， 广西柳州 ５４５００７）
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首次发布时间：2023-03-29
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