微型客車轟鳴聲的分析與優化

張慶凱，杜松澤，劉志恩，崔博建Zhang Qingkai，Du Songze，Liu Zhi'en，Cui Bojian

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微型客車轟鳴聲的分析與優化

張慶凱，杜松澤，劉志恩，崔博建
Zhang Qingkai，Du Songze，Liu Zhi'en，Cui Bojian

（武漢理工大學 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，汽車零部件技術湖北省協同創新中心，湖北 武漢 430070）

某微型客車在加速工況下，發動機轉速為1 100 r/min 附近時車內存在轟鳴噪聲，嚴重影響汽車乘坐舒適性。通過道路試驗，對車內噪聲和傳動系統關鍵零部件進行實車測試。通過以信號處理為基礎的噪聲源識別方法分析，確定該車內轟鳴噪聲系由傳動軸中間支撐振動激勵傳遞至車身，并激勵乘坐室頂棚結構振動和空腔聲學模態耦合所致。提出采用更改傳動軸中間支撐襯套剛硬度和在車頂粘貼阻尼貼片的減振降噪措施，取得最大降噪5 dB(A)的效果。

轟鳴聲；NVH；噪聲源識別；結構優化

0 引 言

汽車噪聲振動不僅影響車輛舒適性，也是評價汽車品質的重要指標之一。隨著生活水平的提高，人們不僅關心汽車的安全性和經濟性，對汽車乘坐舒適性的要求也越來越高；因此，在汽車開發過程中，汽車制造商投入大量人力和物力來減小噪聲與振動[1]。

車輛的噪聲包括發動機噪聲、風噪、路噪、進排氣噪聲、傳動噪聲等，針對不同的噪聲源，有不同的識別方法，包括傳統的識別方法、以信號處理為基礎的識別方法和以聲陣列為基礎的識別方法[2]。根據經驗，后驅車型噪聲的主要來源是傳動系的扭轉振動，已有學者在這方面展開研究[3-5]。車內噪聲控制所采用的方法有抑制系統本身的振動和控制傳遞路徑[6]。對于車內轟鳴噪聲的控制，常見的方法有采用扭轉減振器、雙質量飛輪、運用動力吸振器、粘貼阻尼、修改零部件結構等措施，還有研究者設計可以替代TVD的金屬慣量盤來實現噪聲的控制[3,7-10]。為了最大程度的降低成本，通過優化聲振傳遞路徑上零部件即更改傳動軸橡膠襯套的硬度來實現振動和噪聲的控制。

采用頻譜分析、階次分析、相關分析和傳遞路徑分析的噪聲源識別方法，分析車內噪聲及其相關的零部件，識別出一條重要傳遞路徑。采用優化傳動軸橡膠襯套的硬度及頂棚粘貼阻尼來控制車內噪聲。

1 主觀評價

研究對象為一款7座微型MPV，該車型為發動機前置后驅，搭載5MT變速箱，發動機通過左前懸置、右前懸置、后懸置與車身相連。傳動軸通過中間支撐與車身剛性連接，中間采用非等速萬向節。

主觀評價結果顯示，該車型在加速過程中，發動機轉速在1 000～1 500 r/min時車內存在明顯轟鳴聲，頂棚第5橫梁位置處振動明顯伴隨抖動聲，經試驗排除不規則路面激勵對轟鳴聲的影響。

2 車內轟鳴噪聲機理分析

轎車乘坐室的薄壁板具有結構本身的固有模態，封閉在車廂空腔內的空氣具有本身的聲腔模態。當乘坐室內的空氣受到壓縮時被激勵的聲模態頻率與乘坐室壁板的結構振動在低頻內產生耦合時，低頻的耦合模態被激勵后引發車廂內的高壓脈沖，會引起人耳不適，甚至頭暈、惡心，這種現象被稱為轟鳴（Boom）[11]。

汽車的噪聲問題可以用激勵力—傳遞路徑—響應模型來表示。如果接受點的響應是聲壓，則該點（記作）的聲壓可表示為

式中，P為外界激勵力F沿不同的路徑傳遞后在點引起響應的聲壓分量；為傳遞路徑數目。其中，P是由激勵力F與其相應的傳遞函數H乘積得到，即

P=×H（2）

式中，H為噪聲傳遞函數，表示結構噪聲傳遞路徑的傳遞特性；F為激勵力。

根據以上模型的描述，系統最終的響應是由不同路徑上的激勵力和傳遞函數決定。在激勵力不變的前提下，可以從傳遞函數入手，對車內噪聲進行控制。通過優化聲振傳遞路徑上零部件結構來實現振動和噪聲的控制，這是控制車內轟鳴噪聲的理想方案[11]。

3 試驗方案

試驗設備：LMS的40通道數據采集系統SCM05用來采集測試數據；LMS Test.Lab的Signature Acquisition模塊對采集數據進行分析和后處理；KMT傳感器用于輸出實車測試中曲軸轉速信號；PCB加速度傳感器與GRAS聲學傳感器輸出振動與噪聲測試數據。

傳感器位置：主駕駛座椅頭枕右耳處安裝1個傳聲器；車頂第5橫梁位置處粘貼單向加速度傳感器；發動機左懸置、右懸置、后懸置被動側、傳動軸支撐下方、左右下擺臂與車身連接的位置各安裝三向加速度傳感器。如圖1所示。

振動信號采樣頻率1 024 Hz，分辨頻率512 Hz，譜線數5 120，頻率分辨率0.1 Hz；聲壓信號采樣頻率20 480 Hz，分析頻率10 240 Hz，譜線數10 240，頻率分辨率1 Hz。

在道路試驗中，采用Ⅲ擋加速數據進行采集和分析，發動機轉速追蹤范圍為900～3 000 r/min。測試地點選在路面較平坦且來往車輛比較少的高速公路上進行，環境噪聲低于被測噪聲10 dB，試驗載荷為半載狀態，即為整備質量和1名駕駛員，1名測試工程師和設備質量。測試時，為保證試驗數據的可靠性，多次進行加速工況試驗，直至測得的噪聲與振動信號這兩組數據完全一致。

4 試驗結果分析

4.1 車內噪聲測試結果

圖2為前排噪聲1/3倍頻程頻譜圖，圖中橫坐標軸為頻率，縱坐標軸為發動機轉速，圖中顏色的深淺表示聲壓值的大小。在加速過程中車內噪聲的能量主要分布在200 Hz內，這與車內低頻轟鳴聲的頻率范圍0～200 Hz[11]相符，在發動機轉速1 000～1 500 r/min間，車內噪聲能量分布在50 Hz以內，說明該車降噪的重點頻段是50 Hz以內的低頻。

圖3為前排噪聲Colormap圖，圖中橫坐標為頻率，縱坐標為發動機轉速，圖中顏色的深淺表示聲壓值的大小。在噪聲頻譜中呈現出許多明亮的斜線，它們是階次線。圖中所示的階次線中2階次線顏色最深，說明2階次線上聲壓值最大，車內低速轟鳴噪聲主要是2階噪聲。

圖4為車輛在Ⅲ檔加速工況下，測得的駕駛員右耳處的噪聲隨發動機轉速變化的Overall曲線，噪聲曲線在1 100 r/mim附近出現峰值，與主觀評價轟鳴噪聲的轉速范圍相近。對前排總體噪聲進行階次分析，獲取2、4、6階次噪聲曲線，發現1 100 r/mim附近測點噪聲曲線與2階噪聲曲線吻合程度較高，車內前排噪聲峰值由2階噪聲貢獻。

根據直列四缸四沖程發動機的固有特性，發動機轉速與發動機振動以及坐艙內噪聲峰值頻率的關系[12]

式中，為振動和噪聲的階次。按上述公式，發動機在1 100 r/mim附近的噪聲頻率為35 Hz。

試驗樣車在急加速工況下，發動機轉速1 100 r/min附近時，車內噪聲主要由2階噪聲貢獻，經換算后頻率為35 Hz，車內噪聲控制的重點在35 Hz。

4.2 振動與噪聲相關性分析

經過噪聲階次分析、傳遞路徑分析及相關性分析逐步排除了進排氣系統及發動機噪聲的影響。下面分別列出發動機懸置、傳動軸中間支撐、車頂第5橫梁處、右下擺臂的法向振動數據。

圖5為發動機左前懸置被動側的法向振動加速度特性曲線，圖6為發動機后懸置被動側的法向振動加速度特性曲線，兩圖中加速曲線與車內噪聲曲線沒有相關性，說明發動機懸置處振動不是車內噪聲的振動來源。

圖7為傳動軸中間支撐法向的振動加速度特性曲線，該測點主要由2階振動貢獻，振動曲線在1 050 r/min附近存在明顯峰值，由式（1）得出頻率35 Hz，這與車內噪聲峰值對應的頻率一致，說明傳動軸中間支撐法向振動與車內噪聲存在相關性，此點的振動能量有可能傳遞至車身結構造成車內聲學響應在該頻率下存在峰值。

圖8為車頂棚第5橫梁處測點法向的振動加速度特性曲線，該測點的振動主要由2階振動貢獻，在發動機轉速1 050 r/min附近振動加速度有顯著波峰。由式（1）得出頻率35 Hz，車內噪聲在此轉速附近也出現了峰值，可以看出兩者有很強的相關性，此薄板件的振動極易引起車內低頻噪聲。

圖9為右側下擺臂法向振動加速度特性曲線，該測點振動主要由2階貢獻，振動曲線在1 100 r/min附近存在明顯峰值，該峰值對應的發動機轉速與車內噪聲峰值對應的轉速一致，下擺臂的振動與車內噪聲有很強的相關性。振動經下擺臂傳遞至車身引起車內聲學響應。

車內噪聲與傳動軸中間支撐處的向振動、車頂棚的向振動、后擺臂的振動有關，針對性地對傳遞路徑進行改進來控制車內噪聲。

5 車內噪聲控制

基于以上分析，采用更改傳動軸中間支撐襯套橡膠硬度及車頂棚貼阻尼的方法控制車內噪聲。對于前置后驅車輛，可以采用雙質量飛輪、傳動系扭轉減振器和等速萬向節等控制措施，但存在制造成本增加和零部件耐久性較難控制的問題[11]。

5.1 傳動軸中間支撐橡膠襯套改進

設計多個不同硬度的橡膠襯套進行實車試驗，如圖10所示，比較測試結果，選出降噪效果最好的一個方案。最終選用的橡膠襯套硬度為70HA，改進后車內的噪聲與原方案對比數據如圖11所示。

圖11為傳動軸改進后與原狀態車內噪聲Overall level的對比曲線，曲線中深色線為原車狀態下的總聲壓級和2階噪聲曲線，淺色線為改裝后狀態下總聲壓級和2階噪聲曲線。改進方案的車輛與原方案相比，車內總體聲壓級在發動機 1 100 r/min附近降低近4 dB(A)，取得較好的效果。這也充分證明傳動軸中間支撐法向振動激勵為車內噪聲的主要激勵源。

5.2 車頂棚改進

車頂棚薄板件振動峰值與車內噪聲峰值對應的頻率都是35Hz，通過抑制車頂棚的振動，可以優化車內的噪聲。對于剛度不足的薄板件，常用的優化方式有粘貼阻尼貼片、起筋等[10,11]。由于起筋的成本較高，工程量大，采用在車頂棚粘貼阻尼貼片的方法來抑制車頂棚振動。

車頂棚粘貼阻尼貼片，如圖12所示，對試驗車型進行加速工況下的實車測試。改進后車內噪聲與原方案對比數據如圖13所示。

圖13為在車頂棚粘貼阻尼貼片與原車狀態下車內噪聲Overall level對比曲線。曲線中深色線為原車測得的總聲壓級和2階噪聲數據，淺色線為改進后的總聲壓級和2階噪聲數據。很明顯，阻尼貼片抑制了薄板件的振動，降低了車內總體聲壓級4.8 dB(A)，車內轟鳴噪聲得到改善。

6 結束語

1）運用頻譜分析、階次分析、相關分析和傳遞路徑分析方法，識別出車內轟鳴噪聲出現在發動機轉速1 100 r/min附近，對應的頻率為35 Hz；識別出一條主要的傳遞路徑即傳動系統的振動通過傳動軸中間支撐傳遞至車身，引起車頂棚的振動與車內空腔模態耦合，產生轟鳴噪聲。

2）通過優化傳動軸中間橡膠襯套的硬度和在車頂棚粘貼阻尼貼片的方案來優化車內噪聲，用較小的成本投入，取得了降低車內噪聲4 dB(A)以上的降噪效果。主觀評價結果顯示，在發動機轉速1 100 r/min附近的車內轟鳴噪聲消失。這種路徑識別和控制方法對指導車內NVH設計優化具有工程實踐意義。

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2016-05-23

1002-4581（2016）06-0005-05

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2016.06.002