某乘用車排氣系統(tǒng)異響噪聲分析和方案優(yōu)化

王盼

（柳州市華創(chuàng)汽車設計有限公司，柳州 545007）

前言

隨著汽車的快速發(fā)展，汽車的NVH問題愈發(fā)受到關注，用戶對汽車的舒適性要求提高[1]。排氣作為燃油車的主要噪聲源，是排氣系統(tǒng)部件優(yōu)化設計時降低和控制排氣噪聲的有效途徑[2-4]。某乘用車在怠速P、N、D檔工況下，在車內(nèi)存在明顯的“嗚嗚”異常噪聲，即所謂的異響，其中D檔（踩剎車）最為明顯。該異常噪聲極大的降低了該車的聲品質(zhì)，在同階段、同配置的其它樣車也出現(xiàn)了該問題，易讓客戶認為該車存在設計和質(zhì)量問題[5]，極大的影響了該車型的市場競爭力。

在汽車噪聲振動測試中常用的設備有傳聲器、聲級計、振動傳感器、頻譜分析儀和聲強分析儀等。常用的噪聲源識別方法有：頻譜分析法[6,7]、聲全息、傳遞路徑分析法、仿真等，其中頻譜分析用來分析噪聲的頻率構成特征。本文針對某乘用車的排氣系統(tǒng)產(chǎn)生的異響噪聲，從改變聲源結構與錯頻方面，提出了吊鉤前移與排氣系統(tǒng)管壁減薄方案，并進行試驗測試與實車驗證，有效的解決“嗚嗚聲”異響。

1 排氣系統(tǒng)異響聲源確認與分析

1.1 排氣系統(tǒng)異響聲源確認

在怠速D檔工況，通過主觀評價推測異響聲來自排氣系統(tǒng)，在地溝下通過聽診器對排氣系統(tǒng)各部件逐一確認，發(fā)現(xiàn)排氣系統(tǒng)前消聲器吊鉤處的表現(xiàn)與車內(nèi)主觀聽到的“嗚嗚聲”一致，且吊鉤處的振動較大。在吊鉤端面布置三向振動傳感器，在車內(nèi)駕駛員右耳布置麥克風，對其進行測試，駕駛員右耳處聲壓與排氣系統(tǒng)前消聲器吊鉤主動端振動頻譜圖如圖1所示。

從圖1可以看出除了在發(fā)動機2、4、6階頻率吊鉤處振動與車內(nèi)聲壓對應外，在183 Hz存在明顯的峰值，且吊鉤的Y向振動貢獻最大。從圖2可以看出駕駛員右耳處在183 Hz的能量最大。

圖1 駕駛員右耳噪聲與吊鉤主動端振動頻譜

圖2 駕駛員右耳處噪聲坎貝爾圖

將吊鉤與車身之間的橡膠吊耳取消，即切斷吊鉤與車身之間的連接，發(fā)現(xiàn)車內(nèi)“嗚嗚聲”異響消失。

1.2 排氣系統(tǒng)異響聲問題分析

排氣系統(tǒng)一端與發(fā)動機連接，另一端則通過吊耳與車身相連[8]。發(fā)動機的振動傳遞到排氣系統(tǒng)，然后通過吊耳傳遞到車身，最后傳遞到乘客。排氣系統(tǒng)的振動分析涉及：模態(tài)分析、動力分析與傳遞通道的靈敏度分析。

首先在吊鉤處與車身端布置振動傳感器，測試其在此工況下的振動，發(fā)現(xiàn)吊耳的隔振率大于20 dB，滿足隔振要求。將吊耳換成上限與下限橡膠硬度的試樣，發(fā)現(xiàn)對于車內(nèi)的異響無改善。

對排氣系統(tǒng)進行模態(tài)測試，發(fā)現(xiàn)在前消聲器附近存在183 Hz的模態(tài)，其振型表現(xiàn)為Y向擺動。此模態(tài)與出現(xiàn)“嗚嗚聲”異響的頻率對應，由此確認車內(nèi)的響聲為排氣系統(tǒng)前消聲器附件模態(tài)共振引起。部件的共振加大了吊鉤的振動，產(chǎn)生輻射聲，傳遞到車內(nèi)乘客。

2 排氣系統(tǒng)整改與驗證

由上可知，車內(nèi)在D檔怠速下的異響聲為模態(tài)共振引起，解決方案是：①提高吊鉤剛度或改變吊鉤結構；②將排氣系統(tǒng)的183 Hz模態(tài)轉移，將其遠離183 Hz。

2.1吊鉤整改與驗證

吊鉤為直接的異響聲源，其位置位于183 Hz模態(tài)振型處。將排氣側前消聲器上的吊鉤位置往前移，如圖4所示，同時為了與車身側的吊鉤位置相匹配，將排氣側的吊鉤加上，以便安裝吊耳。

圖4 吊鉤移動后的位置

對吊鉤整改后的狀態(tài)在D檔工況下進行測試，結果如圖5所示，可以看到在183 Hz處的聲壓級低了約19.64 dB（A）。在車內(nèi)對怠速P、N、D檔工況進行主觀評價，無“嗚嗚聲”異響，狀態(tài)接受。

圖3 排氣系統(tǒng)模態(tài)

圖5 吊鉤位置整改前后駕駛員右耳處聲壓級

2.2排氣系統(tǒng)管路壁厚整改與驗證

考慮到吊鉤位置的整改對后期模具以及制造工藝的改動較大，擬對整個排氣系統(tǒng)的管路壁厚進行減薄，前后消聲器的壁厚不變，由目前的1.2 mm改至1 mm。

為了解管壁減薄的影響，看其是否能避頻5 Hz左右，采用hypermesh對排氣系統(tǒng)進行網(wǎng)格劃分，利用nastran有限元工具對該排氣系統(tǒng)管壁減薄前后的結構進行模態(tài)分析，模態(tài)分析如圖6所示，左圖是原狀態(tài)為186.5 Hz，右圖是減薄后的狀態(tài)為171.8 Hz，相差15.3 Hz，同時可以看到減薄后的狀態(tài)在前消聲器附近無明顯的振型。

圖6 排氣系統(tǒng)管壁減薄前后的模態(tài)結果

對此方案制作管路減薄的樣件，在D檔工況下進行測試，結果如圖7所示，在183 Hz處聲壓級降低14.46 dB(A)。在車內(nèi)對怠速P、N、D檔工況進行主觀評價，無“嗚嗚聲”異響，狀態(tài)接受。同時管壁減薄可降低排氣系統(tǒng)的質(zhì)量，有利于車輛的輕量化。

圖7 排氣系統(tǒng)管壁減薄前后的駕駛員右耳處聲壓級

為了評估此狀態(tài)對整車的影響，對排氣系統(tǒng)管壁減薄前后的狀態(tài)進行3檔全油門測試，結果如圖8、圖9所示；3檔全油門加速工況下，管壁減薄方案的駕駛員處聲壓總級優(yōu)于原狀態(tài)，管壁減薄方案的后排聲壓總級優(yōu)于原狀態(tài)，對4階噪聲改善較大。

圖8 3檔全油門排氣系統(tǒng)管壁減薄前后駕駛員右耳處聲壓級

圖9 3檔全油門排氣系統(tǒng)管壁減薄前后后排聲壓級

3 結束語

針對某乘用車怠速時產(chǎn)生的“嗚嗚聲”異響，綜合運用聽診器、消去法以及頻譜分析技術，鎖定了異響聲源為排氣系統(tǒng)共振引起，共振頻率為183 Hz，前消聲器處的吊鉤振動由于共振放大，產(chǎn)生輻射噪聲。通過分析和驗證，對排氣系統(tǒng)前消聲器的吊鉤進行移動，避開共振位置；對排氣系統(tǒng)的管壁減薄，進行錯頻，最終選擇了管壁減薄方案，降低了183 Hz的聲壓級，“嗚嗚聲”異響得到解決，提高了整車NVH品質(zhì)。