某乘用车匀速行驶车内轰鸣声分析与控制

刘宗成，颜伏伍，李 进

(东风小康汽车有限公司 汽车技术中心， 重庆 400039)

随着国内汽车工业的蓬勃发展，越来越多的消费者对汽车的品质要求不再局限于外观、动力性、操控性，车辆的噪声振动及舒适性也被作为选购车辆的重要指标。因此，车辆的NVH性能已被各大主机厂广泛关注[1-5]。

对某乘用车主观评价发现，该车在自动挡模式、匀速30 km/h左右、发动机转速1 410 r/min左右时，车内噪声突然增大，伴随较强的压耳感，引起车内乘员明显不适及烦躁感。本文针对该问题展开分析研究。

1 轰鸣声产生机理

1.1 轰鸣声产生机理

当汽车乘员仓处于密闭状态时， 车内空气会形成声腔模态。封闭空间的气体受到外力扰动时，压力发生变化，从而产生声音[6]。汽车乘员仓内空气受到扰动的因素主要有2种：结构振动扰动和声波扰动[7]。

结构振动扰动是车身结构板件在动力总成、压缩机、风扇或路面等激励源的作用下振动，使车内空气体积发生微小变化，产生声音[8]。当激励频率与板件模态频率耦合时，板件振动引起的扰动能量会突然增大，引起车内密闭空气体积发生较大的变化，相应地引起车内噪声突然增大，导致人耳不适。

声波扰动，一般指乘员仓以外的噪声，如进气噪声和排气噪声透过车身传递到车内，扰动车内封闭空气产生体积变化形成噪声[9]。当声波扰动频率与乘员仓声模态频率耦合时，车内会形成很高的噪声，严重的会伴有压耳及烦躁感。

1.2 乘用车轰鸣声影响因素

研究车内轰鸣声常采用“源—路径—响应”的方法进行分析[10]。引起车内噪声的主要激励源及传递路径见图1。

对乘用车，声波扰动声源主要有发动机、进排气系统、传动系统、冷却风扇、鼓风机、压缩机、发电机等系统部件产生的空气声通过车身缝隙、车身孔洞以及车身透声等路径传递到车内，在车内产生噪声；乘用车结构振动源及其传递路径比较多，主要有动力总成和空调压缩机振动通过悬置传递到车身，引起车身强迫振动；排气系统振动通过排气吊勾传递到地板引起车身振动；传动轴振动及路面激励通过悬架传递到车身引起振动；进气系统振动通过与车身连接的支架传递到车身；风扇振动通过接附点传递到车身等。

图1 车内噪声主要激励源及传递路径

1.3 乘用车内噪声优化控制方法

假设在引起车内轰鸣声的工况点，有i个激励源共同作用，每个激励源作用于车身的激励力为Fi，对应的第i个激励力有j条传递路径把激励传递到车内扰动空气产生噪声。

假定第i个激励力通过第j条传递路径到车内的传递函数为Hij(ω)。对某个特定的激励力i和该激励力对应的某条传递路径j，会在车内产生一个噪声响应分量pij。这个噪声响应分量可以表示为

pij=Hij(ω)·Fi(ω)

(1)

其中：Hij(ω)是传递函数；Fi(ω)是激励力的频谱。

车内噪声响应受某个激励力的作用，通过所有传递路径传递到车内的声压分量可表示为

(2)

车内噪声受所有激励力作用，传递过来的所有声压成份之和可以表示为

(3)

由以上分析可知：控制激励力的大小或者优化噪声振动传递路径，都可以降低车内噪声响应。

一般情况下，优化乘用车内轰鸣声问题需要分析引起轰鸣声的激励源和传递路径，分别对源和路径进行优化和控制。如果有多个激励源和多条传递路径，则对其中占主要贡献量的源和对应的传递路径进行优化控制。

2 轰鸣声特征分析

本文研究的乘用车在匀速30 km/h行驶、发动机1 410 r/min工况时，驾驶员耳旁噪声云图见图2。从6.5 s开始一直到14.3 s结束，存在明显噪声峰值，该峰值声压即为主观评价中轰鸣声发生时段。该轰鸣声主要频率成分集中在46.0～47.7 Hz窄带频率区间。通过对轰鸣声较严重的12.09 s数据进一步切片分析(见图4)，该处噪声峰值频率为47 Hz，峰值处声压级为57.6 dB(A)。

图2 驾驶员耳边噪声云图

图3 驶员耳旁12.09 s噪声频谱

3 轰鸣声诊断分析

该车的动力系统配置为直列4缸4冲程自然吸气汽油机，活塞式发动机汽缸中气体压力变化产生的不平衡力和运动部件的惯性产生的不平衡力会引起发动机周期性振动[11]。发动机转速n与发动机振动以及驾乘室内噪声峰值频率f之间存在特定关系：

(4)

式中i为振动和噪声的阶次。

在式(4)中，代入1 410 r/min，取i=2，求得对应频率为f=47 Hz。

动力总成2阶激励频率与驾乘室内噪声响应频率吻合，判断该轰鸣由发动机2阶激励引起。

动力系统振动到车身的振动传递路径主要有以下几条[7]：

1) 动力总成的振动通过悬置传递到车身；

2) 动力总成的振动经排气系统挂钩传递到车身；

3) 动力总成的振动通过传动轴及悬架传递到车身。

为排除其他激励源，针对该问题，选择多种不规则路面进行主观评价及试验测试，排除了不规则路面激励产生该问题的可能性。

通过对悬置系统、排气系统挂钩等位置进行试验测试，排除了悬置系统及排气系统导致该问题产生的可能性。通过深入试验分析后发现，在问题点工况，左、右驱动轴均存在47 Hz的振动响应，见图4、5。

图4 左驱动轴振动加速度云图

图5 右驱动轴振动加速度云图

分析传动轴近场采集的噪声数据，没有发现在47 Hz处存在噪声突变，排除传动轴产生空气噪声激励的可能性。最终确定引起该轰鸣声的主要振动传递路径为传动轴和悬架。

对车身做CAE模态仿真计算，计算结果如图6所示，顶盖后部存在47 Hz的局部模态频率。

图6 白车身模态仿真计算结果

根据CAE计算结果，对顶盖后部做频响测试，测试结果图7所示，表明顶盖后部确实存在47 Hz局部模态率。

图7 顶盖后部频响曲线

在顶盖后部布置加速度传感器，测试车速30 km/h，发动机转速1 410 r/min时，顶盖后部的振动加速度响应，测试得到如图8所示的振动加速度云图。

图8 顶盖振动加速度云图

对比主观感受，轰鸣声发生时刻和车身顶盖后部47 Hz共振峰产生时间相同。

综合以上分析，该车30 km/h匀速行驶车内轰鸣主要激励源是动力总成结构振动，频率为47 Hz，噪声激励成份很少。振动传递到车身的主要路径为传动轴和悬架。同时，车身顶盖后部存在47 Hz局部模态频率，动力总成振动激励在此处产生共振，引起车内轰鸣。

4 轰鸣声控制优化

当前条件不允许对悬架系统做调整。由于顶盖后部存在47 Hz共振，且贡献较大，首先优化驾乘室顶盖结构，调整顶盖模态频率，降低顶盖系统对47 Hz的振动响应，减轻其扰动车内空气的能量。

分别加强顶盖后部两根横梁的接头刚度，并加固横梁对顶盖的支承，提升顶盖模态频率，结构优化措施(见图9)。试验测试顶盖到驾驶员耳旁声振传函，对比分析顶盖优化前后的声振传递函数(见图10)可知，结构调整优化后，47 Hz处的NTF值由99.2 dB(A)降低到86.2 dB(A)，下降13 dB。

进一步测试优化后的样车，得到问题工况时车内噪声云图11，与原状态(图1)相比，噪声幅值已有较大降低。对噪声云图中轰鸣声最严重的24 s数据切片进一步分析，得到该时刻的噪声频谱，如图12所示，47 Hz峰值处噪声响应由未优化前的57.6 dB(A)(见图2)降低至52.5 dB(A)，优化效果显著。

图9 顶盖系统结构优化方案

图10 顶盖到驾驶员耳旁NTF曲线

图11 驾驶员耳旁噪声云图

图12 驾驶员耳旁噪声频谱

优化顶盖结构后，经主观驾评，改善效果显著。但在47 Hz处，噪声依然偏大。

由于动力总成系统在47 Hz激励能量过大，继续优化车身结构，效果有限。下一步从激励源入手，对该轰鸣声进一步优化控制。由前期分析，动力总成47 Hz激励主要经传动轴传递，可知，调整动力匹配或许可以降低该频率的激励能量。

对动力总成换档策略适当调整，并反复驾评和试验测试，最终确定车速在20～30 km/h区间，变速器换档转速提升120 r/min。优化控制策略后，主观评价结果表明车内轰鸣声已经彻底消失。

驾评及测试发动机转速1 000～5 000 r/min扫频工况，主观驾评没有感知到车内存在轰鸣声，测试结果(图13)表明，优化顶盖结构和调整动力匹配策略后，车内噪声线性度良好，1 410 r/min车内轰鸣声消声，且没有在车内引起其他转速的轰鸣声。

图13 发动机转速1 000～5 000 r/min扫频车内噪声

5 结论

本文通过理论研究、试验测试、频谱分析、传递路径分析和CAE仿真计算待研究分析方法，确定了乘用车匀速车内轰鸣声产生的根源：

1) 动力总成2阶振动是引发车内轰鸣的激励源；

2) 传动轴及悬架是振动传递到车身的主要路径；

3) 车身顶盖后部存在47 Hz局部模态并与动力总成激励共振，引起发动机1 410 r/min时车内强烈的压耳感。

本文提出通过优化车身顶盖结构和调整动力总成动力输出匹配策略相结合的解决方案。对实施优化方案的车辆主观驾评及客观测试结果表明，该方案成功解决了匀速行驶车内轰鸣声问题，且没有引发新的NVH问题。对该问题的研究分析方法和解决方案对其他车型的开发及调校具有一定的借鉴意义。