某乘用車小油門加速聲品質問題分析

謝 旭，李 鑫，吳文棟，蔣 鄒，黃杰巧

（柳州鎧玥科技有限公司，廣西 柳州 545616）

目前汽車工業快速發展，人們對汽車的駕乘品質提出了更高的要求，對車內噪聲的品質問題尤為關注。加速是汽車行駛的常用工況，較早以前對于加速工況聲品質的提升方法通常是降低聲壓級。這類方法通常忽略聲音的頻率特性，無法全面反映乘員對車內噪聲主觀感受。

國外早有學者對加速聲品質開展了一系列研究。SHIN等人[1]采用傳遞路徑分析法研究了汽車加速rumble聲的頻譜特性，指出燃燒力激發發動機產生半階次振動；LEE與 BACK[2]提出了一種主動發聲裝置設計方法，根據發動機的轉速、階次幅值與相位參數自適應消除特定成分階次聲；XU[3]運用心理學參數對聲品質進行預測分析。

國內汽車聲品質研究晚于國外。王登峰，肖淙文[4-5]研究采用客觀參數描述主觀感受的學術模型；黃銀燦[6]研究不同樣車在加速工況下的聲品質參數變化規律；舒歌群[7]采用多元回歸分析的方法分析心理學參數與主觀煩惱度之間的關系。國內目前針對傳統燃油車的聲品質研究側重于評估參數分析、預測性研究和穩態工況等，如：關門聲品質、穩態工況噪聲[8-9]。在用戶實際駕駛過程中，加速工況多是節氣門半開，探討小油門加速聲品質的優化方法具有重要意義。

本文研究對象為搭載 1.5 L自然吸氣發動機乘用車，小油門加速時車內噪聲粗糙感較為明顯，主觀感受描述為“突突聲”。通過分析噪聲來源和主要傳遞路徑，在空氣路徑和結構路徑實施優化措施，有效降低了小油門加速車內噪聲粗糙感。

1 車內噪聲問題定義

試驗車變速器為六擋無級變速器（Continuously Variable Transmission, CVT），主觀評價時發現小油門加速時該噪聲最明顯，采集加速試驗數據時按兩種工況進行，一是30%油門開度D擋加速，二是相同油門開度三擋加速，車內噪聲測點為駕駛員頭枕。保證試驗數據能夠真實反映車內實際噪聲，同時滿足工程分析要求，所采集到的噪聲數據如圖1所示。

圖1 初始狀態車內噪聲

從圖1中可以看出加速過程中車內存在明顯的250～380 Hz的噪聲共振帶。在此頻帶中除了發動機燃燒作用力引起的6、8、10階次以外，還有5.5、6.5、7.0階等非發動機點火階次，存在明顯的半階次特征。在發動機轉速2 500 r/min左右時，點火階次和非點火階次出現的頻率間隔比較相近，發生階次調制的可能性比較大。文獻[1]指出當發動機0.5階次（或其諧階次）與點火階次發生幅值調制，在部分負荷加速中容易使車內乘客聽到間隙性的煩躁聲音。如圖2所示，若聲壓包絡幅值變化在時域內每2轉波動1次，則表明發生了幅值調制。

圖2 聲壓幅值調制特征

試驗數據控制器局域網（Controller Area Network, CAN）信息顯示發動機轉速為2 500 r/min時的加速時刻為 8 s。對車內加速噪聲時域數據進行250～380 Hz帶通濾波，觀察7.85～8.10 s之間的聲壓時域幅值波動如圖3所示。由式（1）得知，發動機轉速為2 500 r/min時曲軸轉動周期為0.024 s。由圖3可知聲壓包絡波形幅值變化周期是0.05 s，基本符合曲軸每轉動2周出現1次波動的規律，說明車內階次聲壓級發生了幅值調制。

圖3 7.85～8.10 s之間的聲壓時域表現

當聲壓幅值出現調制時，聽者會感知聲音的不穩定，調制頻率低于15 Hz時主要表現為波動感，調制頻率高于15 Hz聲音表現為粗糙感[10]。噪聲粗糙度可通過下式計算：

式中，fmod為調制頻率，單位kHz；z為臨界頻帶，Bark；ΔLE為掩蔽深度，單位 dB，是關于臨界頻帶z的函數；R為粗糙度，單位Asper。

圖4為發動機轉速2 500 r/min時的車內噪聲頻譜切片。在250～350 Hz分布著6.5、7、7.5、8階等階次峰值，量級接近2階聲壓級65 dB(A)，構成該轉速下的主要噪聲成分。以上幾個峰值頻率比較接近，符合由聲壓幅值調制導致粗糙感特征，是造成加速聲品質不佳的主要原因。

圖4 發動機2 500 r/min車內噪聲頻譜分布

2 傳遞路徑與噪聲形成機理分析

從上節聲壓幅值調制分析、頻率特征分析得知該問題和動力總成轉速強相關，應該從動力總成有關部件進行排查。采用 30%油門三擋加速工況進行相關試驗分析，排除進排氣系統、傳動半軸、機械式換擋拉索對噪聲貢獻的可能性。在發動機艙內所采集噪聲頻譜如圖5所示，圖5顯示發動點火階次構成主要階次成分，但亦有部分半階次特征，說明空氣聲是造成該車內噪聲問題的傳遞路徑之一。

圖5 發動機艙噪聲

在懸置的主被動側安裝三向加速度傳感器，采集懸置的振動信息。計算得到右懸置Y向、后懸置Z向被動側的振動頻譜如圖6所示。圖中顯示右懸置Y向260～350 Hz、后懸置Z向260～500 Hz共振特征明顯，與車內噪聲問題頻帶吻合良好，在共振帶范圍內半階次聲壓級量級增大明顯。其中右懸置被動側附近有空調管路安裝點，管路呈緊繃狀態，構成發動機振動傳遞路徑之一。

圖6 懸置被動側振動頻譜分布

圖7是對應懸置主動側的振動頻譜，由圖中可知懸置主、被動側的振動頻譜特征相似。說明被動側的振動并非單純的懸置支架共振引起的，發動機本體可能存在共振激勵，通過懸置向車身側傳遞，應當進一步研究動力總成本體的動力學特性。

圖7 懸置主動側振動頻譜分布

以動力總成自身坐標系為參考坐標系，建立動力總成幾何模型，線束、水管等附件對機體彈性模態振型的影響不大，幾何模型中可以忽略這些附件。采用錘擊法測試動力總成彈性模態，運用 polymax函數平均法計算模態極點，計算得到動力總成彈性模態振型。計算結果顯示，在問題頻段動力總成存在240 Hz/268 Hz/315 Hz等模態，其中268 Hz下的振型為繞Y向扭轉，如圖8所示。

圖8 動力總成彈性模態振型（268 Hz）

試驗車搭載動力為四缸四沖程發動機，缸體在復慣性力和燃燒力的激勵下以一定規律進行振動，頻率表現為 2階次及其諧階次振動。在中高頻域，動力總成表現彈性體特征，其對各缸燃燒激勵的振動響應會存在差異，這種差異造成動力總成振動幅值的周期性波動，在頻率上表現為半階次特征。

當某汽缸的激振力靠近曲軸固有頻率的波腹時，動力總成振動幅值的周期性波動會明顯表現，通過懸置、管路結構路徑傳遞和進排氣系統空氣路徑傳遞到車內，在駕駛艙內形成間隙性的rumble聲，主觀感受描述為“突突聲”。根據國內外學者分析[2,11]，造成車內噪聲半階次特征顯著的影響因素，及可能有效的相應改進措施如表1所示。

表1 rumble 噪聲影響因素

根據上述所分析，本文研究對象動力總成存在Y向268 Hz扭轉模態，是造成動力總成半階次振動特征顯著，使車內rumble noise惡化的重要因素之一。主要傳遞路徑為右、后懸置支架，其中空調管路和空氣聲亦有一定的傳遞貢獻量。

3 優化方案

對于動力總成引起的rumble noise問題，從激勵源實施優化措施能夠獲得最明顯的效果，但意味著更改周期長、成本高，工程化難度大，不作為優化的首選方向。本文將傳遞路徑作為重點提升方向，在路徑上減少發動機半階次振動對車內噪聲的影響。

3.1 空氣路徑優化方案

前面分析指出發動機艙內輻射噪聲也存在半階次的成分，該噪聲通過空氣-車體前圍路徑向車內傳播。試驗車前圍外已經設計了聚氨酯（Poly Urethane, PU）+無紡布隔音墊，為了進一步衰減來自發動機的輻射噪聲，在前圍內增加雙密度毛氈，內夾層乙烯-醋酸乙烯共聚物（Ethylene Vinyl Acetate Copomer, EVA），材料參數如表2所示。

表2 雙密度毛氈材料參數

為了評估增加前圍內雙密度毛氈后的隔音效果，采用聲源激勵法進行聲傳遞函數（Acoustic Transfer Function, ATF）測試，在駕駛員位置設置中高頻激勵聲源，在發動機艙內采集噪聲響應，得到車外響應曲線如圖9所示。由圖9可以看出，前圍內增加毛氈后300～500 Hz頻域的噪聲響應下降，前圍對發動機輻射噪聲衰的減作用得到較明顯提升。

圖9 ATF響應曲線

3.2 結構路徑優化方案

節氣門全開加速車內rumble聲不明顯，小油門加速時反而容易感知，說明發動機燃燒輻射噪聲能夠對該 rumble聲成分起到一定掩蔽效應作用，同時懸置彈性元件還處于線性工作區，尚未進入接觸硬限位階段。為了減少懸置路徑向車內傳遞噪聲，本文采取以下兩種思路。

其一，在現有彈性元件工作區內提高剛度，從而提高懸置系統的工作模態，并改善線性和非線性拐點平穩過渡，盡量衰減動力總成傳遞過來的振動激勵。調整前后的懸置剛度如表3所示，圖10為后懸置X方向優化前后的剛度曲線對比。

圖10 后懸置剛度曲線調整

表3 動力總成懸置剛度調整

采用錘擊法測試動力總成右、后懸置主動側支架對駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數（Noise Transfer Function, NTF），得到懸置優化前后的NTF頻響曲線如圖11所示。由圖中可以看出右懸置Y向、后懸置Z向對駕駛員的響應峰值存在不同程度的下降，說明優化后的懸置能夠對問題頻段響應有效衰減。

圖11 車內NTF頻響曲線

其二，減少附件管路對發動機振動的傳遞。空調管路通過隔振墊連接的方式安裝在右懸置車身安裝點附近的鈑金上，構成傳遞發動機振動管路路徑。采用如表4所述方案，減小空調管路傳遞到車身的振動。

表4 空調管路隔振墊優化方案

結構路徑實施以上兩種優化措施后，懸置被動側的振動頻譜分布如圖12所示。對比初始狀態，優化后的右懸置Y向 260～350 Hz、后懸置Z向260～500 Hz范圍的共振量級減小明顯，說明由懸置安裝點向車內傳遞半階次成分噪聲的風險降低。

圖12 優化后右、后懸置振動頻譜

4 試驗驗證結果

圖13為實施增加前圍隔音墊和結構優化路徑后的車內噪聲頻譜分布圖，相對初始狀態 250～380 Hz頻域噪聲共振量級已明顯降低，半階次特征減弱。D擋起步270 Hz左右的共振帶量級減弱明顯，主觀感受起步聲相對柔和，符合線性聽感要求。

計算初始狀態和優化狀態的車內噪聲粗糙度，結果如圖14所示。由圖14可知噪聲在轉速低于3 000 r/min范圍內，實施優化方案后的車內加速粗糙度改善效果顯著，在2 600 r/min處的聲音粗糙度峰值降低，主觀感受加速聲品質感提升比較明顯。

圖14 優化前后車內加速噪聲粗糙度

5 結論

本文討論了小油門加速工況車內噪聲品質不佳的原因，通過在路徑上降低發動半階次振動向車內傳遞，顯著提高了車內的加速聲品質，可以得到以下結論：

1）加速工況車內聲壓出現半階次幅值調制會導致聲音粗糙感明顯，聲品質不佳；

2）發動機半階次振動是車內加速聲品質不佳的主要原因，動力總成模態與問題頻帶耦合會放大半階次振動，使車內噪聲粗糙感明顯；

3）在結構和空氣路徑上實施多參數優化方法能夠有效降低發動機半階次振動的傳遞，顯著改善車內加速聲品質。