摘 要：為解決整車開發(fā)早期沒有載荷譜無法進行整車發(fā)動機激勵噪聲預(yù)測的困境，本文采用多體進行發(fā)動機動力學(xué)分析，發(fā)動機載荷，結(jié)合有限元仿真技術(shù)，對整車進行發(fā)動機階次及overall分析，針對低頻轟鳴聲進行TPA診斷優(yōu)化分析，結(jié)果證明仿真能反饋實車的主要問題，能有效為整車NVH前期開發(fā)提供有效的計算方法和指導(dǎo)方向。
關(guān)鍵詞：發(fā)動機激勵噪聲，多體，有限元，TPA
1.引言
發(fā)動機結(jié)構(gòu)噪聲作為乘用車噪聲最大貢獻源[1][2]，一直是NVH工程師最大難題之一。為解決發(fā)動機結(jié)構(gòu)噪聲，在不更改發(fā)動機內(nèi)部運動件的情況下，眾多學(xué)者一直在不斷地做著各方面的研究和嘗試。近十年來，懸置系統(tǒng)解耦率分析方法已經(jīng)非常成熟[3][4]，對NVH工程應(yīng)用起到非常重要的指導(dǎo)作用。發(fā)動機接附點模態(tài)動剛度結(jié)構(gòu)有限元仿真與優(yōu)化[5][6]，避免了結(jié)構(gòu)剛性不足所帶來的結(jié)構(gòu)噪聲問題。車身傳遞函數(shù)仿真分析優(yōu)化技術(shù)[7][8]，改善了對發(fā)動機激勵結(jié)構(gòu)噪聲的放大傳遞作用。在應(yīng)用這些研究成果過程中發(fā)現(xiàn)所有的分析僅僅考慮到子系統(tǒng)本身的性能，但整車是一個整體系統(tǒng)，子系統(tǒng)本身性能良好，不代表著整車裝配后的整體性能良好。整車狀態(tài)的仿真分析也大部分在有前一階段的載荷數(shù)據(jù)后才能開展分析工作。本文采用多體進行發(fā)動機動力學(xué)分析，發(fā)動機載荷，結(jié)合有限元仿真技術(shù)，對整車進行發(fā)動機階次分析，并合成overall。
2.仿真優(yōu)化方法理論
圖1 發(fā)動機激勵結(jié)構(gòu)噪聲模型
發(fā)動機激勵結(jié)構(gòu)噪聲模型簡化如圖1所示，發(fā)動機內(nèi)部燃燒爆發(fā)力引起整機振動，經(jīng)發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振后，對車身產(chǎn)生激勵力。激勵力經(jīng)車身進行傳遞，經(jīng)過放大或衰減作用后產(chǎn)生響應(yīng)，通過人的觸覺或聽覺感受到發(fā)動機激勵所引起的結(jié)構(gòu)振動和噪聲。
其TPA模型可簡化為圖2所示的數(shù)學(xué)模型，用數(shù)學(xué)公式表示為式1所示。若想改善發(fā)動機激勵結(jié)構(gòu)噪聲，從式1上看，即可更改激勵力F也可更改傳遞函數(shù)H，一味的去改善激勵力F，若傳遞函數(shù)H卻剛好很差，即便是投入了大量的精力和財力進行NVH優(yōu)化，結(jié)果的響應(yīng)P也會得不到良好的噪聲效果。只有綜合考慮F和H，才有可能花最少的代價得到最優(yōu)的效果。
(1)
2.2.1激勵力模擬
多體動力學(xué)的最大優(yōu)勢是能快捷方便而準(zhǔn)確地模擬結(jié)構(gòu)運動，而振動噪聲TPA模型里的激勵力是由結(jié)構(gòu)運動所引起，本文采用多體動力學(xué)模擬發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)運動。為能精確的運動件的邊界條件，本文采用柔性體建立車身模型。
2.2.2傳遞路徑模擬
有限元擅長進行NVH噪聲響應(yīng)分析及優(yōu)化，本文采用有限元進行內(nèi)飾車身模擬，激勵力作為邊界加載條條件。
2.2.3 分析流程
如圖3所示，針對搭載的發(fā)動機進行缸壓測試，搭建發(fā)動機MBD模型，基于MBD仿真將各轉(zhuǎn)速下缸壓轉(zhuǎn)換為曲軸中心階次力，進而利用NVHD動力系統(tǒng)仿真平臺進行工況制定及求解。該分析流程不依賴于具體車型，適用于任何搭載此款發(fā)動機的車輛，最大程度的實現(xiàn)了整車動力系統(tǒng)NVH仿真方法的可移植性。
3.某車型噪聲優(yōu)化
某車型在3 檔全油門加速過程中，存在低頻轟鳴聲現(xiàn)象。經(jīng)初步判斷，該現(xiàn)象是由傳動系運動引起車身振動所產(chǎn)生。為尋找優(yōu)化方案，對該車型進行整車仿真模擬。
3.1.1載荷數(shù)據(jù)獲取
在發(fā)動機環(huán)境試驗室利用發(fā)動機臺架測量在怠速、加速、高檔低速工況下發(fā)動機缸壓，得到氣缸隨曲軸角度變化的曲線，利用軟件二次開發(fā)代碼進行相應(yīng)的自動處理轉(zhuǎn)化為仿真輸入數(shù)據(jù)。載荷數(shù)據(jù)處理過程如圖4所示。
3.1.2底盤傳動動力學(xué)模型
采用集中質(zhì)量法建立包括發(fā)動機曲軸、活塞、連桿、飛輪等的發(fā)動機缸體動力學(xué)模型。圖5為某車型裝配后的發(fā)動機動力學(xué)模型。
3.1.3柔性化曲軸系統(tǒng)
將曲軸CAD模型進行有限元網(wǎng)格劃分，并進行模態(tài)縮減，替換發(fā)動機動力學(xué)模型中的剛體模型，進行動力學(xué)精細(xì)化計算，圖6為柔性化后的剛?cè)狁詈习l(fā)動機動力學(xué)模型。
圖6 剛?cè)狁詈习l(fā)動機動力學(xué)模型
3.1.4激勵力分析
如圖7所示，將測試缸壓加載至活塞端面，進行MBD時域仿真分析，得到曲軸中心軸承處的時域載荷。同時，根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)速將時域載荷轉(zhuǎn)換成角度域載荷，進行FFT，轉(zhuǎn)換成該轉(zhuǎn)速下的階次力（0.5:0.5:12）。
3.2.1整車響應(yīng)計算
如圖8所示，建立包括底盤懸架和發(fā)動機在內(nèi)的整車有限元模型，將激勵力模擬提取的載荷力譜分別加載到曲軸中心和缸體中心，進行整車響應(yīng)計算，得到發(fā)動機激勵噪聲，如圖9所示。
3.2.2試驗驗證
為驗證仿真分析結(jié)果，對樣車3Gwot進行了相關(guān)噪聲測試，并與仿真結(jié)果進行了對比，如圖10所示，2階激勵噪聲與測試結(jié)果吻合較好，其中藍(lán)色為仿真結(jié)果，紅色為測試結(jié)果。
從圖10的結(jié)果曲線看出，在三檔全油門加速時，在低轉(zhuǎn)速、中轉(zhuǎn)速、高轉(zhuǎn)速三個轉(zhuǎn)速區(qū)間駕駛員位置出現(xiàn)加速轟鳴的現(xiàn)象。其中高轉(zhuǎn)速是本課題所需要解決的主要問題。
如圖11所示，利用TPA仿真分析方法對高轉(zhuǎn)速區(qū)間噪聲問題進行診斷，發(fā)現(xiàn)轟鳴的主要貢獻路徑，最主要的貢獻路徑為右驅(qū)動軸與右前車輪接附點，該路徑貢獻量達到82%；傳遞函數(shù)處于一個較低的水平，傳遞力高達60N。
結(jié)合該轉(zhuǎn)速下的整車ODS和模態(tài)貢獻量可知，該轉(zhuǎn)速頻率與右驅(qū)動軸彎曲模態(tài)相接近，從而引起該轉(zhuǎn)速下的轟鳴。
對于驅(qū)動軸模態(tài)問題，本次優(yōu)化思路就是給驅(qū)動軸增加damper，圖12為對驅(qū)動軸不同damper設(shè)計方案的結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)在4k-5k轉(zhuǎn)速區(qū)間轟鳴聲都有明顯改善，噪聲降低大致5dB。
4.結(jié)論
1）整車NVH問題是一個整車匹配問題，單獨優(yōu)化車身或單獨優(yōu)化底盤，有不是解決NVH問題最好的途徑；
2）該方法提供了無樣車狀態(tài)下，整車開發(fā)前期如何準(zhǔn)確預(yù)測發(fā)動機激勵噪聲問題。
3）該方法提供了一種較為準(zhǔn)確的整車模擬仿真分析方法，可綜合考慮車身與動力底盤之間的匹配關(guān)系；
4）從整車角度進行模擬仿真，根據(jù)傳遞路徑貢獻量結(jié)果對車身與動力底盤系統(tǒng)進行整車匹配，可有效指導(dǎo)優(yōu)化方向，避免盲目設(shè)計；
5）該方法即可用于前期的NVH問題預(yù)測也可用于后期的NVH改進。
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文章來源：汽車NVH云講堂
