關(guān)于某SUV車內(nèi)轟鳴聲的分析與研究

王海濤，劉 鵬，李 平，姜元平

（長城汽車股份有限公司技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北，保定 071000）

汽車轟鳴聲會給駕乘者帶來主觀上的不舒適感，焦躁不安、甚至頭暈惡心。轟鳴問題通常是由乘坐室壁板結(jié)構(gòu)振動和空腔聲學模態(tài)耦合引起，進而影響整車舒適性。因此，車內(nèi)轟鳴聲的分析與控制研究顯得尤為重要。

1 轟鳴聲的產(chǎn)生機理

車輛乘坐室的壁板不是剛性的，是由鋼板沖壓焊接而成的，具有自身結(jié)構(gòu)的振動模態(tài)。空氣作為彈性體在乘坐室封閉的空腔體內(nèi)會形成許多振動模態(tài)和聲腔模態(tài)。當腔體內(nèi)的空氣受到壓縮時，會發(fā)生體積變化，與乘坐室壁板的結(jié)構(gòu)振動在低頻范圍內(nèi)有很強的耦合作用。這種低頻的耦合模態(tài)在激勵下如果響應(yīng)很大，便會在車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動，引起駕乘人員的不舒適感，這種現(xiàn)象被稱為轟鳴聲（Boom）[1]。

轟鳴聲屬于低頻噪聲，通常在25～100 Hz頻率范圍內(nèi)產(chǎn)生，根據(jù)激勵方式不同轟鳴聲分為幾種：發(fā)動機怠速轟鳴聲，主要考慮頻率范圍在20～35 Hz內(nèi)，由發(fā)動機慣性載荷引起；傳動系統(tǒng)轟鳴聲，主要考慮頻率范圍在30～80 Hz內(nèi)，一般是由傳動軸質(zhì)量不平衡和后軸激勵引起[2]；排氣系統(tǒng)轟鳴聲，主要考慮頻率范圍在20～100 Hz內(nèi)[2]，由排氣系統(tǒng)共振引起；不規(guī)則路面引起的沖擊轟鳴聲，主要考慮頻率范圍在20～100 Hz內(nèi)；車身轟鳴聲，影響轟鳴的車身模態(tài)有整車彎曲模態(tài)、車身地板局部模態(tài)、車身側(cè)圍板局部模態(tài)、備胎槽局部模態(tài)、后備廂蓋模態(tài)、頂棚局部模態(tài)、聲腔模態(tài)，主要有兩階聲腔模態(tài)需要引起重視，一階50～60 Hz，二階100～110 Hz。

轟鳴聲的產(chǎn)生有 3個因素：密閉乘坐室空腔、激勵源、乘坐室壁板結(jié)構(gòu)振動和空腔聲學模態(tài)耦合[3]。分析轟鳴聲的目的在于找到轟鳴聲的激勵源以及發(fā)生耦合的模態(tài)頻率和振動板件，通過對以上3個要素的控制，從而實現(xiàn)乘坐室內(nèi)轟鳴聲的控制。

2 問題描述

某新研發(fā)的SUV樣車，在試制階段，主觀評價發(fā)現(xiàn)全負荷加速工況發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到1 700 r/min時，車內(nèi)后排乘客能明顯感覺到轟鳴聲，若該車型投放市場，必然引起顧客抱怨，影響市場銷售，因此必須徹底消除加速轟鳴問題。

3 原因分析

3.1 道路測試

在平直道路上對車內(nèi)后排噪聲進行NVH測試，在后排乘客右耳位置布置麥克風，變速器掛3擋，進行全負荷加速工況測試，測試結(jié)果如圖1所示。

從圖1可以看出，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到1 700 r/min時，車內(nèi)噪聲存在明顯噪聲峰值，發(fā)動機二階頻率貢獻量較大。樣車為直列4缸四沖程發(fā)動機，轟鳴聲頻率為57 Hz，由于該頻率較低，初步判定為車身結(jié)構(gòu)共振，引起車內(nèi)后排轟鳴聲。

3.2 白車身模態(tài)試驗

為進一步確認問題，對該樣車進行白車身模態(tài)試驗。樣車采用自由—自由約束條件，用4條橡膠皮帶分別固定車身前后4處位置，使車身懸掛，防止車身—彈性系統(tǒng)的剛體模態(tài)與車身的彈性模態(tài)相耦合。激勵方式采取多點激勵法，在車身前部縱梁處布置一個電磁激振器激振z向，在車身后部縱梁處布置一個電磁激振器激振y向，在車身后端面布置一個電磁激振器激振z向。激勵信號采取觸發(fā)隨機信號，為能體現(xiàn)車身結(jié)構(gòu)特征，在車身結(jié)構(gòu)剛度較大的骨架等位置布置測點。分析頻段取用0～200 Hz，頻率分辨率為0.25 Hz。白車身模態(tài)測試結(jié)果見表1。

表1 白車身模態(tài)測試結(jié)果

白車身的第12階模態(tài)是車身后地板局部模態(tài)，頻率為62 Hz（表1），與1 700 r/min問題點頻率57 Hz接近，該轟鳴聲有可能為后地板局部變形，向車內(nèi)輻射噪聲。

3.3 工作變形試驗

為進一步確認車內(nèi)后排轟鳴聲是否由車身后部地板局部模態(tài)引起，對樣車進行整車工作變形試驗[4]。采用PCB三向加速度傳感器布置測點，能夠明確顯示車身所有模態(tài)變形的結(jié)構(gòu)點，對問題點后地板區(qū)域可以多布置測點。設(shè)置分析帶寬為2 048 Hz，頻率分辨率為0.5 Hz，在平直道路上進行3擋全負荷加速工況測試。采集實際工作情況下整車振動特性。對采樣數(shù)據(jù)進行分析（表2），發(fā)現(xiàn)在全負荷加速工況1700 r/min時工作變形情況與白車身62 Hz的1階模態(tài)振型基本一致，如圖3所示。

表2 樣車工作變形測試結(jié)果

3.4 聲腔模態(tài)分析

為驗證車身板件振動模態(tài)與空腔聲學模態(tài)是否存在耦合，對駕駛室內(nèi)的空腔聲學進行了建模模態(tài)分析。空腔有限元模型平均單元尺寸大小為50 mm的六面體網(wǎng)格建立空腔體網(wǎng)格單元，并考慮儀表板、前圍板、座椅等對空腔模態(tài)的影響。根據(jù)問題頻率，設(shè)置分析頻率范圍在0～100 Hz。空腔模型的一階模態(tài)頻率為58.5 Hz，與后地板振動頻率57 Hz接近，振型如圖4所示，頻率與振型都與后地板的模態(tài)存在耦合。

通過白車身模態(tài)和工作變形的試驗分析結(jié)果，都可以看出工作變形在1 700 r/min時的振型與白車身62 Hz模態(tài)振型基本一致，通過聲腔模態(tài)建模分析，存在縱向1階模態(tài)頻率為58.5 Hz，說明整車加速工況下車內(nèi)后排1 700 r/min轟鳴聲，由車身后地板振動與空腔聲學模態(tài)耦合產(chǎn)生。

4 優(yōu)化及驗證

4.1 優(yōu)化方案

根據(jù)上述分析結(jié)果，為控制車內(nèi)的轟鳴問題，必須將地板的模態(tài)與車內(nèi)空間聲場的模態(tài)分開[5]。因此這里對車身后地板進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，增加兩根加強梁（圖5），以提高其剛度和模態(tài)頻率，從而使后地板模態(tài)避開聲固耦合頻率區(qū)域。圖6為改進后模態(tài)地板局部模態(tài)的分析結(jié)果。可以看出后地板模態(tài)頻率提高到71 Hz，提高了9 Hz，足以避開1階空腔模態(tài)頻率58.5 Hz。

4.2 試驗驗證

對實施優(yōu)化方案后的樣車進行主觀評價，發(fā)現(xiàn)1 700 r/min轟鳴聲明顯降低，達到可接受狀態(tài)。同時，對該樣車進行客觀數(shù)據(jù)測試，從3擋全負荷加速工況下車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)（圖7）的前后對比上可以看出，轟鳴聲較原狀態(tài)下降5 dB(A)。

5 結(jié)論

（1）針對某SUV加速工況車內(nèi)轟鳴聲問題，通過試驗測試和CAE建模分析確定是因為車身后地板局部模態(tài)和車身空腔模態(tài)耦合引起的。并通過對車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化，避開了車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與空腔模態(tài)耦合，從而大大降低轟鳴聲。

（2）通過本文的研究表明，對車輛NVH的控制不僅需要考慮車身較大面積的板件（如地板、頂棚、側(cè)圍）結(jié)構(gòu)模態(tài)優(yōu)化設(shè)計，同時還應(yīng)考慮空腔聲學模態(tài)頻率分布，避免板件振動頻率與空腔模態(tài)頻率耦合而產(chǎn)生車內(nèi)的轟鳴。

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