“源”-“路徑”-“響應”分析法在某房車怠速轟鳴音上的應用

林文干 于友明 李浩亮 李安民

東風汽車股份有限公司 商品研發院 武漢 430057

NVH性能是衡量整車舒適性以及彰顯技術實力的重要標志，NVH性能已成為一輛車能否贏得市場青睞的衡量標準。而轟鳴音作為NVH性能的重要表現形式之一，不僅影響客戶對整車舒適性的評價，而且會極大影響駕駛安全性，因此避免轟鳴音的發生顯得尤為重要。[1]

本文以房車為研究對象，進行了大量試驗、CAE分析，按照“源”-“路徑”-“響應”NVH控制分析方法，分析了怠速車內轟鳴音的產生原因及影響因素，“源”-“路徑”-“響應”分析法在解決實際NVH問題很實用，其可讓工程師思路清晰、重點分明，快速找到問題。

1 轟鳴音產生機理

1.1 轟鳴聲介紹

空氣作為彈性體在車身封閉起來的空腔內會形成許多振動模態或聲腔模態， 當密閉的駕駛室受到壓縮時，就會產生體積變化并有很高的阻抗。而圍成汽車駕駛室的壁板是非剛性的， 聲腔模態與車身某結構振動模態有可能會產生很強的耦合作用。這種低頻耦合模態在激勵作用下響應如果過高， 將會在車內產生很高的壓力脈動， 引起人耳不適， 甚至出現頭暈、惡心等癥狀，這種低頻聲音稱為轟鳴音（Boom）[2]。

根據轟鳴聲產生的原理， 駕駛室產生轟鳴聲的前提條件有：激勵源、封閉的駕駛室和構成駕駛室的板件振動與駕駛室聲腔模態聲學耦合。消除轟鳴聲的主要工作是找到并消除激勵源、提高傳遞路徑的隔振衰減效果、修改發生聲學耦合的板件結構或者改變聲腔結構， 從而達到消除轟鳴聲的目的。

1.2 轟鳴聲的源-路徑-響應介紹

轟鳴噪聲的激勵源主要有：發動機激勵的結構振動噪聲；傳動系統的旋轉部件的不平衡以及不等速萬向節引起的被動傳動軸二階振動而引發的；路面激勵，由輪胎徑向剛度差異、側偏和偏心以及不規則路面沖擊激勵。但問題樣車轟鳴音出現在怠速工況，源就是發動機的振動、噪聲，路徑是發動機懸置、排氣管吊掛以及機艙到車內的聲傳路徑，響應是車體的振動與車內聲腔的聲學耦合。

2 現狀分析

2.1 問題描述

問題車是某輕型客車，改裝成房車后車內怠速轟鳴音較大、耳壓感強烈，且半年后轟鳴音有所加劇，客戶無法接受。

2.2 問題診斷

用NVH專用設備采集問題車主駕右耳、最后排的噪聲，主要關注低頻轟鳴聲，車內噪聲頻譜如圖2所示。25 Hz的噪聲峰值最高，主駕右耳25 Hz峰值是99.3 dB，25 Hz恰好是發動機二階激勵頻率。試驗比較了車窗玻璃關、開一半的數據，可以看出開車窗玻璃后轟鳴音減少，提醒工程師需要關注聲腔模態。

圖1 轟鳴音“源”-“路徑”-“響應”示意圖

圖2 怠速車內-機艙噪聲頻譜圖

3 源-路徑-響應分析

3.1 源分析

源的分析至關重要，首先要明確問題車輛振動噪聲源是否異常，怠速時振動噪聲源只有發動機。如圖3是剛體振動、機艙噪聲的比較，問題車輛的剛體振動、機艙噪聲與正常的商品車基本一致。判斷源是正常的，下一步要剖析路徑。

圖3 問題車怠速缸體振動-機艙噪聲頻譜圖

3.2 路徑分析

問題診斷中已測得該車的轟鳴問題頻率是25 Hz，并且機艙到車內的聲學包沒有變動，重點分析振動的傳遞，怠速工況重點分析懸置、排氣吊掛軟墊。

測試問題車、商品車發動機懸置振動情況，圖4是隔振率比較圖和被動側振動比較圖，要求各點各方向隔振率≥70%、要求各點各方向被動側振動≤0.3 m/s2，問題車隔振率有2個方向不滿足要求，被動側振動有6個方向不滿足要求，而商品車在隔振率、被動側振動方面都滿足要求。可以推測問題車發動機懸置不良，拆下懸置如圖4所示，右懸置出現撕裂、干涉。

圖4 兩臺車發動機懸置振動比較

同理進行了排氣吊掛軟墊隔振率、被動側振動測試，問題車與商品車隔振率、被動側振動相當，且二者都滿足設計要求。

懸置出現撕裂、干涉，其隔振率必然受影響，換懸置后復測隔振率，隔振率、被動側振動均已滿足要求。主觀評價問題車，地板振動、方向盤振動有較明顯改善，但車內轟鳴音沒有改善。車內噪聲的測試結果如圖6所示，主駕右耳25 Hz轟鳴音只降低了1.3 dB，最后排25 Hz轟鳴音只降低了0.8 dB，改善效果很小。

圖5 問題車發動機右懸置出現撕裂

圖6 換懸置前后車內噪聲比較

雖然調查出問題車發動機懸置出現撕裂、隔振不合格，但更換后改善效果不明顯，說明其不是要因，需進一步剖析響應。

3.3 響應分析

問題車是客戶改裝的房車，已排查源、路徑，問題聚焦到響應上，仔細比較房車與現有商品車差異。如圖7所示，客戶在頂蓋上加裝了行李架、太陽能電池板，明顯增加頂蓋質量，在一定程度上降低了頂蓋剛度、模態；車內增加了衛生間、辦公桌、冰箱，改變了車內的空間、聲腔模態。

圖7 問題車改裝主要部位照片

3.3.1 頂蓋振動響應分析

結合改裝現狀評價怠速轟鳴音，車身振源疑似前頂蓋“拍振”，測試比較問題車及商品車B柱1點、前頂蓋4點振動，發現兩臺車B柱振動相當（且問題車比商品車略小），問題車前頂蓋4點最大值為1.5 m/s2，但商品車最大值為0.4 m/s2，問題車前頂蓋振動明顯大。

為進一步驗證前頂蓋剛度、模態是否要因，在問題車前頂蓋布置兩個加速度計，主駕右耳布置一個傳聲器，力錘敲擊前頂蓋（加速度傳感器附近），如圖8所示。前頂蓋在26.5 Hz、31.1 Hz有局部模態，前頂蓋到主駕右耳的NTF在26～31 Hz頻段峰值都較大。商品車的前頂蓋局部模態為32 Hz，且前頂蓋到主駕右耳的NTF在26～31 Hz峰值不明顯。客戶改裝過程中增加了頂蓋質量，降低了前頂蓋的剛度、模態，前頂蓋局部模態26.5 Hz與怠速發動機二階激勵很接近，前頂蓋怠速共振。

圖8 問題車前頂蓋VTF、NTF測試

同理進行了中頂蓋、后頂蓋的力錘敲擊試驗，二者局部模態都在23 Hz左右，較商品車都有大幅降低，其到主駕右耳的NTF在25 Hz峰值不明顯。問題集中到前頂蓋，為進一步驗證前頂蓋怠速時上下“拍振”車內聲腔，進行怠速ODS測試，如圖9是測點示意圖及測試結果，前頂蓋是上下“拍振”車內聲腔，且越靠近前擋風玻璃振幅越大。

圖9 問題車前頂蓋怠速ODS測試

3.3.2 聲腔模態分析

聲腔模態有限元模型的建立和結構模態模型的建立是有一定區別的。利用Hypermesh軟件在車身結構有限元模型的車身空腔內壁提取與空氣接觸的表面，構成一個密閉的聲學空腔，由于密閉空腔是不規則的形狀，所以在劃分網格的過程中使用四面體單元進行劃分，單元長度選取為50 mm，模型建立時考慮了座椅結構及材料屬性。聲腔模態計算結果如圖10所示，改裝車一階聲腔模態頻率為33.0 Hz，但商品車一階聲腔模態頻率為46.5 Hz,。改裝后車內聲腔結構被改變、體積減小，一階模態頻率降為33.0 Hz，與發動機二階激勵相近，且主駕、最后排壓力分布大，司機感受較差。

圖10 聲腔模態比較

4 改進分析

綜合分析，問題車改裝后，前頂蓋、車內聲腔模態都與怠速發動機二階激勵相近，導致聲學耦合出現轟鳴音。消除該問題車怠速轟鳴，應降低前蓋怠速振動、改變車內聲腔模態。基于客戶改裝現狀，改變車內布局難以實現，拆除頂蓋行李架及電池板也不現實，唯一對車輛功能改動小且客戶易接受的是加強前頂蓋、提高前頂蓋局部模態降低怠速振動。

在征得客戶同意情況下，對問題車前頂蓋做了加強橫梁、補強材處理，轟鳴音得到有效改善，滿足客戶訴求、。