某輕型客車加速中車內轟鳴聲現象研究

王曉宏 林文干 李浩亮 李航

東風汽車股份有限公司商品研發院 武漢 430057

1 前言

在目前競爭激烈的汽車市場上，同檔次車型在常規性能方面的綜合“性價比”越來越接近較高水平。因此提高車輛的駕乘舒適性成為新的競爭焦點，而其中NVH（即Noies噪聲、Vibrationg振動和Harshness聲振粗糙度）占據主要地位。NVH不僅是影響車輛舒適性的重要因素，而且也是評價其質量品質的重要指標之一。涉及車輛的振動噪聲問題已經成為汽車技術領域的一個研究熱點[1]。

對于早期的車型，多數情況下來源于發動機的噪聲（在車輛整體NVH品質中占據主導地位），NVH控制的對象也較為明確和單一。近年來，隨著發動機技術的突飛猛進，發動機的振動、噪聲水平有較大幅度的降低，相應的車內外噪聲也大幅度降低。由此導致車輛NVH控制問題的復雜程度劇增。

轟鳴聲屬于低頻噪聲，通常在20～200 Hz范圍內產生，普遍存在于汽車的怠速、勻速和加速過程中，發動機、傳動系統、進排氣系統、不平路面激勵等因素都可能成為轟鳴聲產生的a源頭[2]。轟鳴聲能造成司乘人員的強烈不適感，且在如此低的頻段內，常規的吸音降噪措施幾乎無效。

2 問題現象描述

某款輕型客車行駛工況下發動機轉速在1 500 r/min左右時，車內出現明顯的轟鳴聲，使人感覺很不舒服。切換不同的擋位，在1 500 r/min時此轟鳴聲依然存在。車輛靜態工況，原地踩油門，發動機轉速達到1 500 r/min時，轟鳴聲同樣存在。所以推斷，發動機1 500 r/min出現的轟鳴聲是由發動機引起，基本排除路面和傳動系統激勵。

3 振動響應測試和分析

針對以上現象，在車輛定置狀態車輛緩加速工況下測試車內主駕右耳噪聲數據如圖1所示。

圖1 原始狀態主駕右耳噪聲曲線

從圖1可以看到，發動機轉速在1 500 r/min左右時車內噪聲有增大現象，噪聲上升不平順，加速聲品質不好，此時主觀感受車內有較強烈的低頻轟鳴聲。

圖2是對車內加速噪聲進行階次切片分析，可以看到1500 r/min左右的轟鳴聲主要是由發動機2階激勵成分導致，其次是4階，對應的頻率分別為50 Hz和100 Hz左右。圖3是原始狀態主駕右耳噪聲1/3倍頻程圖，可以看到50Hz處噪聲幅值較大。

圖2 原始狀態主駕右耳噪聲overall曲線和階次切片曲線

圖3 原始狀態主駕右耳噪聲1/3倍頻程

4 問題分析

轟鳴聲的產生有多重原因，可能是由空氣聲傳播輻射引起，主要包括：進氣噪聲、排氣噪聲、發動機本體噪聲等；也可能是由于振動導致，主要包括進氣系統振動、排氣系統振動、懸置系統振動、車身鈑金件振動等其他振動源；還有可能是振動或噪聲與車內聲腔模態耦合導致轟鳴聲，分析見圖4所示。

圖4 轟鳴聲問題分析流程圖

針對以上可能產生轟鳴聲的部件，分別進行振動噪聲試驗和聲腔模態有限元仿真，從中發現進氣噪聲、排氣噪聲和發動機本體噪聲在1 500 r/min時沒有明顯的噪聲突然增加，進氣系統和排氣系統的車身側振動也沒有發現在1 500 r/min時有明顯的振動峰值，對車內聲腔模態進行有限元仿真分析，發現在50 Hz左右也沒有聲腔模態存在。

5 動力總成懸置隔振性能分析

動力總成通過懸置與車身相連，動力總成的振動能否傳遞到車身進而傳遞到乘座室壁板，主要取決于懸置的隔振性能。評價一個由懸置和發動機組成的三維系統時，可通過考察懸置的隔振率、發動機剛體模態解耦程度等指標[3]。此車型動力總成通過三個橡膠懸置與車身相連（發動機兩個，變速箱一個）。

動力總成懸置通常由兩個支架支撐，一個支架連接懸置和發動機，稱為主動支架，另一個支架連接懸置和車身，稱為被動支架。懸置隔振率是衡量主動邊和被動邊振動大小，其定義為：

式中，aa為 主動支架的加速度；ap為被動支架的加速度。

通常當隔振率大于90%時，認為懸置隔振效果比較好。圖5是動力總成各個懸置Z向隔振率曲線，可以看到發動機兩個懸置Z向隔振率均較好，基本達到了90%的設計目標，但是變速箱懸置Z向隔振率較差，尤其在1 550 r/min時隔振率低至60%，所以初步推斷變速箱懸置Z向隔振較差是導致車內轟鳴聲的根源。

圖5 動力總成懸置Z向隔振率曲線

6 聲強法噪聲源識別

隨著傳感器技術和電子技術的發展，各種直接測量聲強的儀器相繼問世。由于聲強測量具有方向性，受現場影響比較小，頻譜分析對噪聲源的研究有著獨特的優越性，能夠有效地解決許多現場聲學測量問題，因此成為聲學研究的一種有力工具。

聲強是沿聲音傳播方向、單位面積通過的聲功率，它不僅能反映噪聲的大小，而且還表示噪聲的輻射方向。聲強測量正是利用聲強的這一特征來分析、識別主要噪聲源，而對來自非測量方向上的噪聲干擾有較強的抗干擾能力[4]。

利用聲強的上述特征，可以考察整個汽車對某一方向的噪聲輻射場分布，并根據測得的噪聲輻射場分布情況，識別出主要噪聲源的位置，還可以根據聲強和聲壓的頻譜分析，對發聲部件進行進一步探討。

現代聲強測量采用雙傳聲器法，利用相距很近的兩個傳聲器測得聲場中某處相鄰兩點的聲壓，用兩點聲壓的平均值代表該處聲壓，用兩點聲壓之差與傳聲器間距之比代表該處的聲壓梯度在測量方向上的分量。

使用聲強測試和分析系統可以簡易快速地進行瞬態實時分析識別指定頻率的噪聲源，如圖6所示。聲強探頭自左向右移動，假設噪聲輻射方向由MicB到MicA時聲強為正，那么由MicA到MicB時聲強為負，聲強探頭移動到與噪聲輻射垂直方向時聲強為零。也就是在車內水平移動聲強探頭，當發現在某處出現目標頻率的聲強方向有反轉，即由正變負或由負變正，那么可以斷定此位置是目標頻率的一個噪聲源。

圖6 聲強法噪聲源識別

基于以上理論，用聲強探頭對車內進行50 Hz噪聲源識別，發現50 Hz噪聲源在車身頂蓋方向發出。結合以上分析推斷車內1 500 r/min轟鳴聲是由變速箱懸置振動傳到車身頂蓋，導致頂蓋50 Hz共振，從而輻射轟鳴聲。

7 車身頂蓋振動分析和改進

因為判斷車身頂蓋在1 500 r/min產生頻率為50 Hz的共振，所以對車身頂蓋進行錘擊法傳遞函數試驗和振動響應試驗，結果如圖7和圖8所示。

圖7 車身頂蓋傳遞函數試驗結果

圖8 車身頂蓋振動和主駕右耳噪聲overall對比

圖7是車身頂蓋振動傳遞函數試驗結果，圖中紅色是頂蓋右端傳遞函數曲線，綠色是頂蓋左端傳遞函數曲線。可以看到在50 Hz有明顯的共振峰值，圖8是車身頂蓋和主駕右耳噪聲overall對比曲線，圖中藍色是主駕右耳噪聲曲線，綠色是頂蓋右端上下方向振動響應曲線，紅色是頂蓋左端上下方向振動響應曲線。可以看到在1 550 r/min時車身頂蓋上下方向振動和主駕右耳噪聲同時出現峰值。進一步證實，車內1 500 r/min左右的轟鳴聲是由車身頂蓋發出。

通常為了消除車內乘客艙的低頻振動輻射噪聲，在車身地板、后備箱、頂蓋、前圍等處附貼阻尼材料，以此減弱車身鈑金的低頻振動和輻射噪聲。附貼阻尼材料后的車身鈑金振動受到阻尼層的粘性影響后，其振動的頻率和幅度都會在很大程度上降低，同時鈑金件的振動能量轉換成阻尼材料的熱能，實現能量的轉換，以此減弱車身的低頻振動輻射噪聲。

針對本車問題，在車身頂蓋粘貼簡易阻尼片來驗證前面的推斷，阻尼片位置見圖9。同時，把頂蓋橫梁和頂蓋之間的縫隙進行涂膠處理，保證橫梁對頂蓋有一定的支撐，增加頂蓋剛度。

圖9 車身頂蓋粘貼簡易阻尼片

8 改進驗證

對車身頂蓋粘貼阻尼片和橫梁與頂蓋之間涂膠處理后，再進行車內噪聲試驗，來驗證轟鳴聲改善效果（如圖10）。其中綠色是原始狀態主駕右耳噪聲，藍色是改進后主駕右耳噪聲。可以看到，改進后在1 500 r/min時主機右耳噪聲降低4 dB(A)，主觀感受此時車內轟鳴聲已經完全消失，改善效果明顯。

圖10 改善前后主駕右耳噪聲對比曲線

9 結語

a.此車發動機轉速在1 500 r/min時車內出現明顯轟鳴聲的主要原因是變速箱懸置隔振性能較差，導致發動機振動由變速箱懸置傳遞到車身頂蓋，并激勵車身頂蓋發聲共振，從而輻射出噪聲，表現為車內的轟鳴聲。

b.此轟鳴聲的源頭歸根結底是由變速箱懸置隔振差導致，車身頂蓋加阻尼處理只是在傳遞路徑上對低頻振動進行控制，后期需要重點對變速箱懸置進行問題解析和改進。

c.車內轟鳴聲的產生機理有許多，其中車身大鈑金的低頻共振輻射出的轟鳴聲需要引起設計師的注意。