1 概述

       依据测试某SUV加速噪声的试验数据，本文主要论述一个整改加速噪声的问题。该加速噪声问题为该SUV在1500rpm时存在低速轰鸣，车内噪声峰值处于50Hz处，针对该问题进行CAE整车加速噪声优化分析工作。通过对车体大面板、底盘的排查，进而进行CAE优化，完成整改工作。

2 问题原因

       试验部门测试某SUV加速噪声试验，反馈该SUV在三档加速1500rpm时存在低速轰鸣（见图1）。查看车内噪声瀑布图（见图2）得出，二阶在1500rpm左右能量较大。结合频谱图（见图3）显示1500rpm峰值，主要是由二阶贡献。综上，解决该问题需要在车内噪声50Hz处进行CAE整车加速噪声优化分析工作。

图1 加速噪声Overall图

图2 车内噪声瀑布图

图3 频谱图

2 有限元模型的建立

       2.1 网格划分

       整车模型及声腔模型（见图4）。

图4 整车及声腔有限元模型

       对整车进行网格划分。结点数和单元数见表1。

表1 整车的结点数和单元数

       2.2 整车有限元模型响应位置

       整车激励位置发动机曲轴中心，整车响应位置在驾驶员右耳处（见图5）。

图5 整车驾驶员右耳处响应

3 分析结果

       驾驶员右耳处声压级结果显示噪声响应在1500rpm时存在峰值，与试验测试数据基本吻合（见图6）。

图6 整车驾驶员右耳处响应

4 问题排查

       对该SUV加速噪声在50Hz出现峰值的情况进行模态参与因子分析（见图7），推断产生1500rpm峰值的原因为车身大面板模态47.63Hz与声腔51.40Hz模态耦合共振造成，大面板包括顶棚、前壁板、后侧围（见图8）；或由传动轴与后桥整车局部模态48.56Hz造成（见图9）。

图7 模态参与因子

图8 整车模态47.63Hz与声腔模态51.40Hz 

图9 传动轴与后桥整车局部模态48.56Hz

       4.1 排查底盘

       在底盘简化模型中，将传动轴中间支撑衬套Y向刚度14N/mm提高至1.4*10^7N/mm，传动轴与后桥模态由46.69Hz升高至56.20Hz，该模态已与50Hz处模态避频（见图10）。整车使用该方案后，加速响应结果在50Hz处没有改变。故该问题非整车传动轴与后桥局部模态48.56Hz造成。

图10 底盘简化模型传动轴与后桥模态46.69Hz 

       因为传动轴不平衡也会造成一定噪声响应，于是考察由于传动轴不平衡的各个工况下的车内噪声振动响应。计算结果显示传动轴不平衡在3、4、5、6工况下，50Hz处存在一个峰值，针对该峰值进行排查（见图11）。

图11 传动轴不平衡分析的工况及分析结果

       传动轴50Hz处，3档变速器比1.752，对应的发动机转速5256rpm，非1500rpm；在发动机1500rpm时，根据3档的变速比1.752推算，传动轴转速一阶频率为14.27Hz，得出非传动轴不平衡问题。

       4.2 排查顶棚

       顶棚方案思路为先优化顶棚截取模型的相关模态，使得顶棚截取模型48.7Hz提升至63.1Hz，与整车47.63Hz模态避频（见图12）。在整车模型上进行验证50Hz处峰值上升1dBA，48Hz处顶棚模态消失，得出整车顶棚局部模态非主要贡献振型。

图12 顶棚接取模型模态原始与方案对比结果

5 优化方案

       综合上述的排查，得到的前壁板、后侧围这两个面板是50Hz处整车加速噪声的问题面板。制作单独5个有效方案：CASE18后侧围增加衬条；CASE23后侧围加2个加强件；CASE24后侧围局部加补强胶；CASE25前壁板局部加补强胶；CASE26前壁板增大加强件面积（具体方案下降结果见表2）。综合方案CASE31整车噪声50Hz处下降5dB(A)。

表2 具体描述优化方案共31个

       本次分析根据发动机加速状态下的缸压测试数据，基于整车模型进行加速振动噪声分析。当该SUV发动机加速激励时，采纳最佳优化方案后在1500rpm加速噪声峰值可下降5dBA。

6 参考文献

       [1] 庞剑、甚刚、何华编 《汽车噪声与振动——理论与应用》 北京理工大学出版社 2005 
       [2] 刘显臣 编 《汽车 NVH 综合技术》 机械工业出版社 2014