某型車車內噪聲問題的試驗研究

張 良 Zhang Liang

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某型車車內噪聲問題的試驗研究

張 良 Zhang Liang

（天津航天瑞萊科技有限公司成都試驗與檢測中心，四川 成都 610031）

介紹車內噪聲源識別的主要方法，針對國內某型車在研發過程中的車內噪聲問題展開研究，試驗分析與主觀評價相結合，綜合運用主觀評價、頻譜分析和運轉消去法，確定渦輪增壓器冷卻水泵電機振動是車內噪聲問題的噪聲源。分析引起車內噪聲問題的原因，提出對渦輪增壓器冷卻水泵電機振動隔離采用二級隔振的改進方案，并且通過試驗和主觀評價驗證改進方案的有效性。

車內噪聲；噪聲源；二級隔振

近年來，NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動、聲振粗糙度）性能已逐漸成為評價汽車舒適性的一項重要指標。噪聲問題作為NVH研究的重要組成部分，越來越受到人們的重視，其中車內噪聲問題最為關注，已嚴重影響車內乘員的乘坐舒適性。如何有效地控制車內噪聲，已成為汽車行業的重要研究課題。控制車內噪聲，首先需要搞清楚主要噪聲源，即聲源識別及聲源特性分析，然后有目的地對車內噪聲進行治理[1]。

1 噪聲源識別方法

車內噪聲是指車廂外汽車各部分噪聲通過各種途徑傳入車內的噪聲和汽車各部分振動傳遞到車身激發車身各部件結構振動向車內輻射的噪聲，這些噪聲聲波在車內空間聲學特性的制約下，生成較為復雜的混響聲場，從而形成車內噪聲。引起車內噪聲的因素很多，主要有發動機振動噪聲、進排氣振動噪聲、傳動系振動噪聲、輪胎振動噪聲、空氣噪聲和電器振動噪聲等[2]。

對噪聲源的正確識別，是車內噪聲控制的基礎，決定噪聲控制努力的方向[3]。國際上對噪聲源識別方法的研究隨著科學技術的發展不斷深入。目前噪聲源識別方法主要有主觀評價法、近場測量法、選擇運行法、鉛覆蓋法、表面振動速度（加速度）法、信號分析法、聲強分析法、聲全息法。每種噪聲源識別方法都有其自身特點、適用范圍及存在問題[1]。在對噪聲源進行識別的過程中，需要根據存在的具體噪聲問題，合理選擇某一種噪聲源識別方法或結合多種噪聲源識別方法，對噪聲源準確識別。

2 車內噪聲問題描述及分析

2.1 車內噪聲問題描述

國內某型車在研發過程中出現較為嚴重的車內噪聲問題，影響到車內乘員的乘坐舒適性。該車啟動熱機怠速一段時間后，出現持續吱吱聲，從主觀上人在車內能明顯感受到，且在怠速工況時感受最為明顯；而在冷機怠速時，人在車內卻感受不到吱吱聲。

車內出現的吱吱聲已嚴重地影響到車內乘員的乘坐舒適性，車內噪聲問題必須得到有效解決。

2.2 車內噪聲特性分析

為摸清車內噪聲產生的根源，采集車內噪聲，對其特性進行分析研究。選取吱吱聲最為明顯的怠速工況作為分析研究的試驗工況，利用LMS數據采集前端和LMS test.Lab數據分析軟件對車內噪聲進行數據采集、處理和分析。

分別測試該車在冷機怠速（正常工況）和熱機怠速（問題工況）時的車內噪聲（駕駛員右耳處）。并將測試得到的車內噪聲數據進行頻譜分析，如圖1所示。

注：橫坐標為時域值變換處理的結果，以下各圖相同。

圖1中實線為冷機怠速，虛線為熱機怠速。對比總聲壓級，冷機怠速車內噪聲為42.46 dB(A),熱機怠速車內噪聲為45.20 dB(A)；對比噪聲頻譜，熱機怠速時，車內噪聲在390 Hz附近出現一個很大的噪聲峰值，而冷機怠速時該頻率附近不存在噪聲峰值。同時考慮到冷機怠速時為正常工況，不存在車內噪聲問題，可確定熱機怠速時出現的車內噪聲問題是由頻率在390 Hz附近的噪聲產生。

3 噪聲源識別

3.1 噪聲源分析

通過車內噪聲的噪聲特性分析研究和人的主觀評價可知,該車存在的車內噪聲問題具有以下幾個特點：

1）產生車內噪聲的頻率在390 Hz附近；

2）冷機怠速時，未出現車內噪聲問題，為正常工況，而熱機怠速時，出現車內噪聲問題，為問題工況；

3）熱機怠速時，通過車內、外的主觀評價，車內可以明顯感受到吱吱聲，而車外或發動機艙卻感受不到吱吱聲。

根據車內噪聲具有的以上幾個特點，分析得出以下推論：

1）車內吱吱聲應屬于結構傳播引起的噪聲。因為熱機怠速時發動機艙的噪聲非常大，而主觀上在發動機艙沒有感受到吱吱聲，同時，經過整個車體隔聲后，在車內只能聽見非常細微的發動機噪聲，相反吱吱聲在車內卻非常明顯；

2）車內吱吱聲可能是由汽車運行時與溫度有聯系的部件引起。因為冷機怠速時，車內沒有出現噪聲，但當汽車熱機怠速一段時間后，溫度升高，出現車內噪聲，所以有可能是汽車溫度達到某個臨界值時，汽車上的某個設備啟動，引起車內噪聲。

3.2 噪聲源診斷

根據以上分析，該車熱機怠速時，通過振動加速度傳感器對汽車上主要的振動噪聲源表面進行振動測試。測試發現渦輪增壓器冷卻水泵電機的振動頻譜峰值出現在390Hz附近，車內噪聲和渦輪增壓器冷卻水泵電機振動頻譜對比如圖2所示。

圖2 車內噪聲和水泵電機振動頻譜對比

由圖2可知，渦輪增壓器冷卻水泵電機振動頻譜上的振動峰值與車內390 Hz附近出現的噪聲峰值在頻率上完全吻合，可以初步判定車內噪聲是由渦輪增壓器冷卻水泵電機振動引起。

為進一步確定渦輪增壓器冷卻水泵電機是否為車內噪聲的噪聲源，采取運轉消去法，拆除渦輪增壓器冷卻水泵電機與車身的連接螺栓，如圖3所示，使其斷開與車身的連接。

斷開連接時，在相同的測點位置、工況和測試方法下，對車內噪聲進行測試，得到車內噪聲頻譜與原狀態車內噪聲頻譜對比如圖4所示，圖中實線為斷開連接前，虛線為斷開連接后。

圖3 斷開水泵電機與車身連接

由圖4可知，斷開連接后，與渦輪增壓器冷卻水泵電機處于連接狀態的噪聲頻譜相比，390 Hz附近的噪聲峰值消失了，同時車內噪聲聲壓級降到42.25 dB(A)，與沒有車內噪聲問題時的水平相當。同時對車內噪聲進行主觀評價，感受不到吱吱聲，可以確定在熱機怠速下出現的車內噪聲的噪聲源為渦輪增壓器冷卻水泵電機。

圖4 斷開水泵電機與車身連接前、后車內噪聲頻譜對比

4 改進方案及驗證

4.1 改進方案

對渦輪增壓器冷卻水泵結構進行研究發現，渦輪增壓器冷卻水泵電機通過螺栓連接安裝到車身上，在車身與渦輪增壓器冷卻水泵電機之間裝有橡膠墊，如圖3所示對渦輪增壓器冷卻水泵電機振動的隔離為單級隔振。從實際結果來看，采用單級隔振效果并不理想，未能有效隔絕渦輪增壓器冷卻水泵電機的振動傳遞，導致渦輪增壓器冷卻水泵電機工作時的振動傳遞到車身，激發車身各個部分結構振動向車內輻射噪聲，從而引起車內噪聲問題。所以對渦輪增壓器冷卻水泵電機振動進行有效隔離是消除車內噪聲問題的關鍵。

對于單級隔振系統，只有選擇合適的結構參數保證激勵頻率大于隔振頻率2倍以上才能起到隔振效果，在隔振系統中插入一個彈簧質量元件，成為一個二級隔振系統。大量研究表明，單隔振裝置只適用于低頻區域（<50 Hz）的隔振問題，對于100 Hz以上高頻區域隔振效果并不理想，而且隔振頻段也比較窄。相對于單級隔振系統，二級隔振系統具有高隔斷系數和寬頻帶特性，能夠徹底切斷振動傳播路徑[4-5]。

渦輪增壓器冷卻水泵電機工作時的振動頻率在390 Hz附近，為高頻振動。采用二級隔振方法對渦輪增壓器冷卻水泵電機進行振動隔離，具體隔振方案如下：

1）保留原有的單級隔振系統不變；

2）在車身與渦輪增壓器冷卻水泵電機之間插入一個彈簧質量元件，如圖5所示，與原隔振結構結合構成二級隔振系統。

圖5 加裝水泵電機隔振支架

4.2 改進方案的驗證

渦輪增壓器冷卻水泵電機隔振系統改進后，在相同的測點位置、工況和測試方法下測試車內振動噪聲。熱機怠速時的車內噪聲頻譜如圖6所示，駕駛員座椅導軌振動頻譜如圖7所示。圖中實線為改進前，虛線為改進后。

圖6 改進前、后車內噪聲頻譜對比

圖7 改進前、后駕駛員座椅導軌振動頻譜對比

由圖6可知，改進后390 Hz附近的噪聲峰值得到有效控制，同時車內噪聲聲壓級為42.83 dB(A)，車內噪聲聲壓級降低2.37 dB(A)，與沒有車內噪聲問題時的水平相當。

由圖7可知，改進后駕駛員座椅導軌在390 Hz附近的振動峰值也得到有效控制。同時，進行主觀評價，車內已感受不到吱吱聲。無論是主觀感受還是客觀試驗數據，都驗證了改進方案的有效性。

5 結 論

1）通過綜合運用主觀評價法、頻譜分析和運轉消去法等噪聲識別方法可以高效、準確地識別出引起車內噪聲問題的主要噪聲源；

2）渦輪增壓器冷卻水泵電機的隔振裝置對振動的隔離效果不佳是造成車內噪聲問題的根源；

3）渦輪增壓器冷卻水泵電機隔振裝置的二級隔振設計可以有效隔離高頻振動，試驗驗證了二級隔振系統消除車內噪聲問題的有效性。

[1] 賈繼德，陳安宇. 汽車噪聲源識別技術及發展[J]. 拖拉機與農用運輸車，2009，36（6）：11-13.

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[3] 韓松濤，潘耀曾. 噪聲源識別方法綜述[C]//上海國際工業博覽會-振動工程與信息化學術研討會，2002.

[4] 李增光. 機械振動噪聲設計入門[M]. 北京：化學工業出版社，2013.

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2017-07-17

1002-4581（2017）05-0040-04

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.05.011