SUV尾門振動對聲腔模態的影響

吳建華，程大慶，李 揚，馬思群*

（1.大連交通大學 機車車輛工程學院，遼寧 大連 116028；2.北京鼎昱晨星技術服務有限公司，北京 101102）

轟鳴噪聲對汽車駕駛有很大影響。汽車內部 的轟鳴噪聲主要有發動機、輪胎等處的噪聲，經板件和空氣振動傳遞到車內形成。因此，影響車內噪聲的兩大因素為板件的振動特性和車內聲腔的聲學特性。本文分析車內聲腔的聲學模態及頻響函數，進行車身結構的優化，避免振動導致的轟鳴噪聲，從而獲得車內聲學特性較好的舒適性環境。

1 聲腔模態與轟鳴噪聲

車輛在封閉狀態下，車內聲氣由于彈性會形成振動模態，或稱聲腔模態。理論上該聲腔模態僅與封閉聲間的幾何尺寸有關，其聲學方程為

式（1）為理想狀態假設，即聲腔壁為剛性，但是在低階聲腔模態的頻率范圍內，組成車內聲間的車身并非剛性，是由鋼板沖壓焊接而成的薄壁結構，本身有頻率及振型。某一頻率的聲波在車內傳播時，入射波和入射波與車內壁薄板反射波產生干涉，當某些鈑金振動頻率與聲腔頻率相近或一致時，會形成很強的流固耦合作用。這也是車內聲腔模態的產生機理。

當外界激勵頻率與車內聲腔模態頻率在20 Hz～200 Hz范圍內產生共振時，車內聲腔共振位置處會產生很強的低頻聲壓脈沖，產生的噪聲會給駕乘者帶來不舒適感。激勵方式主要有發動機、傳動系統、排氣系統、不規則路面。

聲腔模態通常被認為是無法改變的，當車輛的尺寸確定后，聲腔模態隨之確定。測試聲腔模態的目的，主要是了解車內聲壓的分布，其聲壓級公式為

式中，L是聲壓級；為實際聲壓；為參考聲壓，通常取=2×10Pa。

在頻率分析時，聲腔模態是禁區，通過加強梁或鈑金，使其振動頻率改變，與聲腔模態錯開一定頻率。

2 低頻聲腔模態的改變

在大多數的車輛噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）測試分析中，特別是SUV的轟鳴噪聲研究中，人們都注意到了車內的轟鳴噪聲與后備門、前風擋有關。在解決車身局部振動與聲腔模態時，毫無例外的是將車身局部鈑金作為研究對象，通過限制車身局部鈑金在共振頻率處的振動，進而降低車內低頻轟鳴噪聲。比如利用動態吸能器，吸收關鍵點的振動，如圖1所示。

由圖1可列強迫振動方程式（3），即

如圖2所示，通過把視為鈑金件的質量體，在其上附加一個的質量體，將原本一個大的峰值，變為和兩個小的峰值，從而抑制鈑金件的振動。車身局部鈑金模態與聲腔模態耦合，如果將聲腔氣體作為研究，將車身薄壁鈑金作為，雖然無法改變，但是通過改變的質量和剛度，可以在某些頻率上改變車內聲腔模態，降低車內低頻轟鳴噪聲。可利用振動的聲腔使鈑金產生振動來實現吸能。

大多數車輛的聲腔模態的低階振型表現在縱向上，該SUV的縱向尺寸較長，其低頻峰值頻率更低，影響更顯著。SUV尾門的法向與縱向的夾角較小，對該方向的模態影響較大。當車內聲腔受到激勵時，振動的聲腔驅動尾門鈑金振動，適當調節鈑金的振動頻率，使之起到吸能的作用，就可以實現對聲腔模態的改變。

3 模態測試及分析

進行某SUV的聲腔模態測試。測試設備采用麥克風傳感器B&K 4189-A-201；麥克風標定器PCB CAL200；前端LMS SCM05；體積聲源LMS LMFVVS。

聲腔模態測試共設置181個測點，單個體積聲源放置在行李箱左后方；測試方法為固定體積聲源，移動麥克風；頻率激勵范圍為20 Hz～800 Hz。

測點布置要均勻，以便能反映車身的整體模態， 在部分區域可增加布置點。聲腔模態測點分布如圖3所示。

通過聲腔模態測試，發現尾門受到聲腔的激勵，在36 Hz出現峰值，即當外部激勵源激勵起車內聲腔模態時，車內聲腔在36 Hz時會激勵起尾門的振動。數據如圖4所示。

在尾門發生振動時，測得空腔模態聲壓分布如圖5所示。其中高壓區主要分布在前排空間。

通過尾門模態測試時，發現尾門在36 Hz時本身并無模態。數據如圖6所示。

由于車輛尾門的面積大，通過主動設計尾門的振動模態頻率，尾門在聲腔激勵時，起到一個動力吸振器的作用，從而實現改變車內聲腔模態的作用。

尾門頻率設計時要考慮有多種選擇，比如是用剛體模態還是用柔性體模態實現上述功能。其中剛體模態決定于尾門的質量和膠墊的剛度，但存在安裝一致性的風險；柔性體模態的安裝一致性影響較小，但需要弱化尾門板存在異響的風險。

頻率選擇方面，通過某SUV車內前排聲腔測點位置的頻響函數分析，如圖7所示。在36 Hz附近的谷值，可用來降低該車型在23 Hz～40 Hz范圍內的傳遞函數，改善前排聲腔區域的低頻轟鳴噪聲。當然產生谷值的頻率設計在23 Hz～36 Hz范圍內，可以進一步降低該車在23 Hz～40 Hz范圍內的傳遞函數，但是會犧牲加速時的噪聲性能，國內很多車受到1 000 r/min～1 200 r/min起步轟鳴的困擾，因此，谷值頻率設置在36 Hz附近是合理的。

通過車內后排聲腔測點位置的頻響函數分析，如圖8所示。對于后排聲腔而言，36 Hz的谷值也可改善該區域噪聲，但效果沒有前排顯著。

4 測試結果對比

對尾門采用兩種方法進行優化測試，在前后排四個主要位置測得數據，如圖9—圖12所示。對比發現，測試一顯示，在23 Hz～36 Hz范圍內前后排峰值均顯著降低；測試二顯示，在23 Hz～36 Hz范圍內前后排峰值均降低，且前排33 Hz附近峰值也消失。即達到降低該車在23 Hz～40 Hz范圍內的傳遞函數，改善該車體低頻的轟鳴噪聲的目的。

5 結論

車內聲腔產生低頻轟鳴噪聲問題時，需找到轟鳴噪聲的激勵源以及聲腔模態共振的頻率并解耦。一般解決車內聲腔模態與車身鈑金件模態耦合的方法是限制薄壁鈑金件的振動，采用改變結構剛度、施加阻尼、添加筋板等措施來降低部件的振動量。但通過研究，由薄壁鈑金件振動實現聲腔內入射波和入射波激勵起車身鈑金振動后，產生的波形相互疊加消失，同樣可以改善車內聲腔模態，進而解決車內轟鳴噪聲問題。