某乘用车小油门加速声品质问题分析

谢 旭，李 鑫，吴文栋，蒋 邹，黄杰巧

（柳州铠玥科技有限公司，广西 柳州 545616）

目前汽车工业快速发展，人们对汽车的驾乘品质提出了更高的要求，对车内噪声的品质问题尤为关注。加速是汽车行驶的常用工况，较早以前对于加速工况声品质的提升方法通常是降低声压级。这类方法通常忽略声音的频率特性，无法全面反映乘员对车内噪声主观感受。

国外早有学者对加速声品质开展了一系列研究。SHIN等人[1]采用传递路径分析法研究了汽车加速rumble声的频谱特性，指出燃烧力激发发动机产生半阶次振动；LEE与 BACK[2]提出了一种主动发声装置设计方法，根据发动机的转速、阶次幅值与相位参数自适应消除特定成分阶次声；XU[3]运用心理学参数对声品质进行预测分析。

国内汽车声品质研究晚于国外。王登峰，肖淙文[4-5]研究采用客观参数描述主观感受的学术模型；黄银灿[6]研究不同样车在加速工况下的声品质参数变化规律；舒歌群[7]采用多元回归分析的方法分析心理学参数与主观烦恼度之间的关系。国内目前针对传统燃油车的声品质研究侧重于评估参数分析、预测性研究和稳态工况等，如：关门声品质、稳态工况噪声[8-9]。在用户实际驾驶过程中，加速工况多是节气门半开，探讨小油门加速声品质的优化方法具有重要意义。

本文研究对象为搭载 1.5 L自然吸气发动机乘用车，小油门加速时车内噪声粗糙感较为明显，主观感受描述为“突突声”。通过分析噪声来源和主要传递路径，在空气路径和结构路径实施优化措施，有效降低了小油门加速车内噪声粗糙感。

1 车内噪声问题定义

试验车变速器为六挡无级变速器（Continuously Variable Transmission, CVT），主观评价时发现小油门加速时该噪声最明显，采集加速试验数据时按两种工况进行，一是30%油门开度D挡加速，二是相同油门开度三挡加速，车内噪声测点为驾驶员头枕。保证试验数据能够真实反映车内实际噪声，同时满足工程分析要求，所采集到的噪声数据如图1所示。

图1 初始状态车内噪声

从图1中可以看出加速过程中车内存在明显的250～380 Hz的噪声共振带。在此频带中除了发动机燃烧作用力引起的6、8、10阶次以外，还有5.5、6.5、7.0阶等非发动机点火阶次，存在明显的半阶次特征。在发动机转速2 500 r/min左右时，点火阶次和非点火阶次出现的频率间隔比较相近，发生阶次调制的可能性比较大。文献[1]指出当发动机0.5阶次（或其谐阶次）与点火阶次发生幅值调制，在部分负荷加速中容易使车内乘客听到间隙性的烦躁声音。如图2所示，若声压包络幅值变化在时域内每2转波动1次，则表明发生了幅值调制。

图2 声压幅值调制特征

试验数据控制器局域网（Controller Area Network, CAN）信息显示发动机转速为2 500 r/min时的加速时刻为 8 s。对车内加速噪声时域数据进行250～380 Hz带通滤波，观察7.85～8.10 s之间的声压时域幅值波动如图3所示。由式（1）得知，发动机转速为2 500 r/min时曲轴转动周期为0.024 s。由图3可知声压包络波形幅值变化周期是0.05 s，基本符合曲轴每转动2周出现1次波动的规律，说明车内阶次声压级发生了幅值调制。

图3 7.85～8.10 s之间的声压时域表现

当声压幅值出现调制时，听者会感知声音的不稳定，调制频率低于15 Hz时主要表现为波动感，调制频率高于15 Hz声音表现为粗糙感[10]。噪声粗糙度可通过下式计算：

式中，fmod为调制频率，单位kHz；z为临界频带，Bark；ΔLE为掩蔽深度，单位 dB，是关于临界频带z的函数；R为粗糙度，单位Asper。

图4为发动机转速2 500 r/min时的车内噪声频谱切片。在250～350 Hz分布着6.5、7、7.5、8阶等阶次峰值，量级接近2阶声压级65 dB(A)，构成该转速下的主要噪声成分。以上几个峰值频率比较接近，符合由声压幅值调制导致粗糙感特征，是造成加速声品质不佳的主要原因。

图4 发动机2 500 r/min车内噪声频谱分布

2 传递路径与噪声形成机理分析

从上节声压幅值调制分析、频率特征分析得知该问题和动力总成转速强相关，应该从动力总成有关部件进行排查。采用 30%油门三挡加速工况进行相关试验分析，排除进排气系统、传动半轴、机械式换挡拉索对噪声贡献的可能性。在发动机舱内所采集噪声频谱如图5所示，图5显示发动点火阶次构成主要阶次成分，但亦有部分半阶次特征，说明空气声是造成该车内噪声问题的传递路径之一。

图5 发动机舱噪声

在悬置的主被动侧安装三向加速度传感器，采集悬置的振动信息。计算得到右悬置Y向、后悬置Z向被动侧的振动频谱如图6所示。图中显示右悬置Y向260～350 Hz、后悬置Z向260～500 Hz共振特征明显，与车内噪声问题频带吻合良好，在共振带范围内半阶次声压级量级增大明显。其中右悬置被动侧附近有空调管路安装点，管路呈紧绷状态，构成发动机振动传递路径之一。

图6 悬置被动侧振动频谱分布

图7是对应悬置主动侧的振动频谱，由图中可知悬置主、被动侧的振动频谱特征相似。说明被动侧的振动并非单纯的悬置支架共振引起的，发动机本体可能存在共振激励，通过悬置向车身侧传递，应当进一步研究动力总成本体的动力学特性。

图7 悬置主动侧振动频谱分布

以动力总成自身坐标系为参考坐标系，建立动力总成几何模型，线束、水管等附件对机体弹性模态振型的影响不大，几何模型中可以忽略这些附件。采用锤击法测试动力总成弹性模态，运用 polymax函数平均法计算模态极点，计算得到动力总成弹性模态振型。计算结果显示，在问题频段动力总成存在240 Hz/268 Hz/315 Hz等模态，其中268 Hz下的振型为绕Y向扭转，如图8所示。

图8 动力总成弹性模态振型（268 Hz）

试验车搭载动力为四缸四冲程发动机，缸体在复惯性力和燃烧力的激励下以一定规律进行振动，频率表现为 2阶次及其谐阶次振动。在中高频域，动力总成表现弹性体特征，其对各缸燃烧激励的振动响应会存在差异，这种差异造成动力总成振动幅值的周期性波动，在频率上表现为半阶次特征。

当某汽缸的激振力靠近曲轴固有频率的波腹时，动力总成振动幅值的周期性波动会明显表现，通过悬置、管路结构路径传递和进排气系统空气路径传递到车内，在驾驶舱内形成间隙性的rumble声，主观感受描述为“突突声”。根据国内外学者分析[2,11]，造成车内噪声半阶次特征显著的影响因素，及可能有效的相应改进措施如表1所示。

表1 rumble 噪声影响因素

根据上述所分析，本文研究对象动力总成存在Y向268 Hz扭转模态，是造成动力总成半阶次振动特征显著，使车内rumble noise恶化的重要因素之一。主要传递路径为右、后悬置支架，其中空调管路和空气声亦有一定的传递贡献量。

3 优化方案

对于动力总成引起的rumble noise问题，从激励源实施优化措施能够获得最明显的效果，但意味着更改周期长、成本高，工程化难度大，不作为优化的首选方向。本文将传递路径作为重点提升方向，在路径上减少发动机半阶次振动对车内噪声的影响。

3.1 空气路径优化方案

前面分析指出发动机舱内辐射噪声也存在半阶次的成分，该噪声通过空气-车体前围路径向车内传播。试验车前围外已经设计了聚氨酯（Poly Urethane, PU）+无纺布隔音垫，为了进一步衰减来自发动机的辐射噪声，在前围内增加双密度毛毡，内夹层乙烯-醋酸乙烯共聚物（Ethylene Vinyl Acetate Copomer, EVA），材料参数如表2所示。

表2 双密度毛毡材料参数

为了评估增加前围内双密度毛毡后的隔音效果，采用声源激励法进行声传递函数（Acoustic Transfer Function, ATF）测试，在驾驶员位置设置中高频激励声源，在发动机舱内采集噪声响应，得到车外响应曲线如图9所示。由图9可以看出，前围内增加毛毡后300～500 Hz频域的噪声响应下降，前围对发动机辐射噪声衰的减作用得到较明显提升。

图9 ATF响应曲线

3.2 结构路径优化方案

节气门全开加速车内rumble声不明显，小油门加速时反而容易感知，说明发动机燃烧辐射噪声能够对该 rumble声成分起到一定掩蔽效应作用，同时悬置弹性元件还处于线性工作区，尚未进入接触硬限位阶段。为了减少悬置路径向车内传递噪声，本文采取以下两种思路。

其一，在现有弹性元件工作区内提高刚度，从而提高悬置系统的工作模态，并改善线性和非线性拐点平稳过渡，尽量衰减动力总成传递过来的振动激励。调整前后的悬置刚度如表3所示，图10为后悬置X方向优化前后的刚度曲线对比。

图10 后悬置刚度曲线调整

表3 动力总成悬置刚度调整

采用锤击法测试动力总成右、后悬置主动侧支架对驾驶员耳旁的噪声传递函数（Noise Transfer Function, NTF），得到悬置优化前后的NTF频响曲线如图11所示。由图中可以看出右悬置Y向、后悬置Z向对驾驶员的响应峰值存在不同程度的下降，说明优化后的悬置能够对问题频段响应有效衰减。

图11 车内NTF频响曲线

其二，减少附件管路对发动机振动的传递。空调管路通过隔振垫连接的方式安装在右悬置车身安装点附近的钣金上，构成传递发动机振动管路路径。采用如表4所述方案，减小空调管路传递到车身的振动。

表4 空调管路隔振垫优化方案

结构路径实施以上两种优化措施后，悬置被动侧的振动频谱分布如图12所示。对比初始状态，优化后的右悬置Y向 260～350 Hz、后悬置Z向260～500 Hz范围的共振量级减小明显，说明由悬置安装点向车内传递半阶次成分噪声的风险降低。

图12 优化后右、后悬置振动频谱

4 试验验证结果

图13为实施增加前围隔音垫和结构优化路径后的车内噪声频谱分布图，相对初始状态 250～380 Hz频域噪声共振量级已明显降低，半阶次特征减弱。D挡起步270 Hz左右的共振带量级减弱明显，主观感受起步声相对柔和，符合线性听感要求。

计算初始状态和优化状态的车内噪声粗糙度，结果如图14所示。由图14可知噪声在转速低于3 000 r/min范围内，实施优化方案后的车内加速粗糙度改善效果显著，在2 600 r/min处的声音粗糙度峰值降低，主观感受加速声品质感提升比较明显。

图14 优化前后车内加速噪声粗糙度

5 结论

本文讨论了小油门加速工况车内噪声品质不佳的原因，通过在路径上降低发动半阶次振动向车内传递，显著提高了车内的加速声品质，可以得到以下结论：

1）加速工况车内声压出现半阶次幅值调制会导致声音粗糙感明显，声品质不佳；

2）发动机半阶次振动是车内加速声品质不佳的主要原因，动力总成模态与问题频带耦合会放大半阶次振动，使车内噪声粗糙感明显；

3）在结构和空气路径上实施多参数优化方法能够有效降低发动机半阶次振动的传递，显著改善车内加速声品质。