Page 230 - 《应用声学》2023年第4期

892 2023 年 7 月

显效果，判断在转向节之后向车身的传递路径没有 下摆臂加质量均对振动传递没有明显优化。在乘用
主导的贡献路径。 车路噪优化中，梁新华等 [9] 采用在多连杆后悬挂弹
簧托臂加装动力吸振器优化了 120 Hz 的路噪问题。
2.2.3 车身响应分析
由图 4 可知，根据实际 NVH 要求和布置边界，选取
通过CAE分析，悬置和悬挂与车身接附点到车
吸振器参数：质量为 1.5 kg，轴向台架频率为 45 Hz
内 40∼ 50 Hz 的 NTF 超通用目标值。由图 3 可知，
的圆柱形动力吸振器。图4(a)白色圈内所示为本车
进一步分析发现车内纵向 1 阶声腔模态 45.1 Hz 与
型在前悬挂转向节处安装重 1.5 kg 的整车 X 方向
问题频率相近，颜色深的区域代表声压高。因为车
动力吸振器。由图 5 可知，转向节处的 X 向振动从
内声腔不规则和座椅的影响，与简化计算方法结果
0.99 g优化至0.74 g，车内噪声优化2.8 dB(A)。
有约 3% 误差 [7] 。声腔简化计算方法对快速分析工
程问题有较大实际运用意义。

1
Contour Plot Mode#1, Frequency=4.507T10 Hz
Displacement(Mag)
Analysis system
6.104T10 -6
5.426T10 -6
4.748T10 -6
4.069T10 -6
3.391T10 -6
2.713T10 -6
2.035T10 -6
1.357T10 -6
6.784T10 -7
1.695T10 -10
No result
Max=6 104T10 -6
Node 38434693
Min=1.695T10 -10
Node 38549403
Z
Y X
(a) үҧծ૝٨࣋ᎶͯᎶ
图 3 声腔模态 CAE 分析阵型
0. 31
Fig. 3 CAE modal shape of sound cavity 0. 28
0. 26
0. 24
对可能与声腔模态相关的部件进行快速优化 0. 22
0. 20
方案叠加确认，依据单变量因素递减方法，对前风挡 ࣨϙ/(gSN -1 ) 0. 18
0. 16
0. 14
下横梁加强对 NTF 优化效果较明显，前围钣金、尾 0. 12
0. 10
0. 08
门下部左右两边内板、驾驶舱左右门底部内板加强 0. 06
0. 04
优化效果次之。 0
180
90
ᄱͯ/(O) 0
3 优化方案研究 - 90
- 180
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
根据源 -传递路径 -响应分析原理，可从 3 方面 ᮠဋ/Hz
(b) үҧծ૝٨Լ౶ᮠဋ
优化问题，一般在工程开发中会综合选取时间最短、
成本最低的高性价比方案。降低发动机扭矩可降低 图 4 转向节动力吸振器安装示意及台架频率
传动轴的扭转振动激励，但会恶化加速动力性能， Fig. 4 Installation position of steering knuckle
开发双质量飞轮可完全解决激励问题，但开发周期 damper and the rig test data of the damper
长且成本高；大幅度变更悬挂衬套参数对动态性能 3.2 车身响应优化
和耐久性能影响较大。综合研究分析，可通过在转
根据噪声传递原理，下车体的振动会通过关键
向节增加动力吸振器、前围凸筋加强、前风窗下横
接附点传递到车身，其中车身面板模态与声腔耦合
梁和尾门增加复合车身解决方案 (Composite body
往往会造成严重的低频轰鸣声。经识别，本问题的
solutions, CBS) ，以完全解决该噪声问题。
[8]
关键点是减振器安装点。通过有限元法分析前减
3.1 结构传递路径优化 振器车身安装点到车内的噪声传递函数，如图 6 所
因为传动系的扭振振动激励前悬挂的前后运 示，重点分析与 1 阶声腔模态振型相关的前围和尾
动模态，小幅度调整悬挂的 Top Mount橡胶刚度和 门，在前风窗下横梁与前围中通道硬连接，噪声传递