国产自主品牌汽车车内噪声的识别与控制

吴超群，汪三龙，徐进，张选国

（1.武汉理工大学机电工程学院，武汉 430070；2.湖北通达股份有限公司技术中心，武汉 430056）

随着汽车的发展和生活水平的提高，人们对汽车的乘坐舒适性要求也逐渐提高，车内的NVH性能越来越受到消费者的重视。噪声是NVH研究的重要组成部分，车内噪声过大将严重影响汽车的舒适性和语言交流的清晰度，使司机情绪变得急躁,乘客容易感到疲劳。司机长时间驾驶车内噪声较大的车辆会导致其听觉损失，甚至会造成司机对各种信号的识别能力变低从而导致车祸。因此车内噪声作为汽车NVH重要指标之一，受到消费者和汽车厂商的共同关注[1，2]。目前评价车内噪声好坏的主要指标主要有以下几个：1)在常用转速范围(1 500～4 000 r/min)车内有无轰鸣；2)车内总体噪声水平是否在国家标准或者行业标准之下；3)车内加速噪声的线性度如何[3]

本文通过对国产某自主品牌汽车的车内噪声进行分析和声源识别，综合考虑这三个评价指标提出了降低该车车内噪声的方法，并对其降噪效果进行了评价。

1 试验样车概述及问题描述

试验样车为我国国产某自主品牌SUV车型，

图1 原车内驾驶员右耳处声压级水平Fig.1 Sound pressure level nearby the driver’s right ear before modification

搭载四缸汽油发动机，其排气量为2 L，发动机额定功率为102 kw。在对新车NVH性能评价试验中，开启空调，在节气门全开工况下从最低稳定转速1 000 r/min加速到5 000 r/min，对车内噪声进行主观评价，发现在2 000 r/min左右能够感觉到很大的轰鸣声，而且压耳现象非常明显。同时通过传声器测得车内驾驶员右耳处急加速时的声压级水平如图1所示，由图1可以看出驾驶员右耳处噪声在1 750～2 500 r/min之间存在一个很大的尖峰，峰值位于2 000 r/min，峰值噪声大约7 dB，这与主观评价的结果相符。然后将发动机转速稳定在2 000 r/min测得驾驶员右耳处噪声的1/3倍频程图如图2所示。从图2中可以看出，发动机转速为2 000 r/min时，车内噪声主要位于中心频率为63 Hz和125 Hz的频带内，且在中心频率为63 Hz的频带内有最大值71 dB(A)。发动机转速为2 000 r/min时，其对应的基频（以发动机转速频率为基频）为33.3 Hz，2阶频率为66.6 Hz，正好位于中心频率为63 Hz的频带范围内，这说明车内2 000 r/min的峰值主要是由2阶噪声引起的。

图2 原车内2 000 r/min噪声1/3倍频程图Fig.2 1/3 octave of interior noise at 2 000 r/min before modification

2 车内轰鸣声的成因及来源识别

车内噪声的来源有声源和振动源两种表现形式，其中声源是指外界及整车系统噪声通过空气直接传播到车内产生车内噪声，振动源是指车身各部件的振动向车内辐射产生车内噪声[4]。针对车内2 000 r/min时的轰鸣声，主要考虑排气系统振动、汽车外框振动、进气噪声和排气噪声这四个方面的影响。为了节省试验时间，省略测量每一个声源或振动源的噪声或振动特性，在屏蔽单一声源或振动源之后；通过主观评价和测量车内相应位置声压级水平来判断该声源或振动源对车内轰鸣声的影响程度，找出真正来源之后再对其进行具体分析。

2.1 排气系统振动对车内轰鸣声的影响

为了验证排气系统振动对车内轰鸣声的影响，将排气系统的吊耳摘除，改用地面支架将排气系统固定在车底盘相同的位置。同时，在发动机和排气系统之间连接一段柔性管以避免排气系统振动通过排气系统的悬挂或者发动机传到车内。然后同样在从1 000 r/min加速到5 000 r/min的工况下对车内噪声进行评价。主观评价发现2 000 r/min时的轰鸣声依然存在，而且声音大小相差不大。在转速2 000 r/min、频率为63 Hz时驾驶员右耳处声压级为73 dB(A)，与吊耳未摘除之前相比增加了2 dB，这说明排气系统的振动与车内轰鸣声关系不大。

2.2 汽车外框振动对车内轰鸣声的影响

在现代汽车车身设计中，为了达到节能、高速和减少材料使用量，就不断的对车身结构进行轻量化设计，由于汽车顶棚面积大而且结构简单，它便成了轻量化设计的主要对象，但一旦轻量化之后，其结构成为极薄的钢板，刚度将显著下降，容易与车内其他部件发生共振从而产生车内轰鸣声。本研究中为了验证本车外框振动与其车内轰鸣声的影响关系，在汽车前盖、后盖以及顶棚上增加配重和支撑以提高汽车外框的刚度；以提高其固有频率避开共振点[5]。然后在同样的工况下评价车内噪声，在2 000 r/min时依然能感觉到明显的轰鸣声，用声级计测得转速2 000 r/min、频率为63 Hz时车内噪声的声压级为70.5 dB(A)，与未对外框加配重和支撑之前相比变化不大，说明汽车外框振动对车内轰鸣声的影响不明显。

2.3 进气噪声对车内轰鸣声的影响

为了验证进气噪声对车内轰鸣声的影响，在发动机室外壁包裹一层吸音棉用来减少传入车内的进气噪声，然后在急加速工况下评价车内噪声。发现2 000 r/min时的轰鸣声依然存在，用声级计测得车内转速2 000 r/min、频率为63 Hz时的声压级为69.8 dB(A)，与进气噪声屏蔽之前相差不大，表明进气噪声对车内轰鸣声的影响不大。

2.4 排气噪声对车内轰鸣声的影响

为了验证排气噪声对车内轰鸣声的影响，在排气尾管末端接一根长达8 m的管子，将排气噪声引至8 m之外，然后对车内噪声进行主观评价。结果发现2 000 r/min时车内的轰鸣声基本消除，用声级计测得车内转速2 000 r/min、频率为63 Hz时的声压级为65 dB(A)，与排气噪声未引出之前相差6 dB，说明排气噪声对车内2 000 r/min时的轰鸣声有显著的影响。为了更好地分析排气噪声对车内轰鸣声的影响，在急加速工况下测得排气尾管噪声及其阶次曲线如图3所示。由图3可以看出，排气尾管噪声在1 500～2 300 r/min之间存在一个明显的尖峰，峰值位于1 800 r/min，峰值噪声大约6 dB，且主要由2阶噪声引起，峰值频率在60 Hz左右，与2 000 r/min时车内噪声的频谱分析比较吻合。

图3 原车排气尾管噪声Fig.3 The tail pipe noise before modification

通过以上评价结果，证明车内2 000 r/min时的轰鸣声是由排气噪声引起的，因此需要对消声器结构进行改进来降低车内噪声。

3 消声器结构改进及效果分析

排气系统的结构示意图如图4所示，由催化转化器、排气管、前消声器、主消声器、后消声器和尾管组成。其中，主消声器是一个带共振腔的4腔消声器，前消声器和后消声器都是单腔直通穿孔管结构，且穿孔面积较大，其消声性能类似于扩张腔。

图4 排气系统结构示意图Fig.4 The structure of exhaust system

针对排气系统噪声2阶成分在1 800 r/min左右存在的噪声峰值，一般需要在排气系统中添加一个共振频率为60 Hz的共振腔结构。考虑到主消声器已经是4腔结构且本身带有一个共振腔，因此不对主消声器结构作改动。将后消声器改成一个带共振腔结构的两腔消声器，利用GT-POWER软件设计共振腔的尺寸，得到改进的后消声器A的结构及其传递损失曲线如图5和图6所示。由图6可以看出，共振腔在其共振频率60 Hz附近有很大的消声量，但偏离共振频率后，消声量则迅速下降。原排气系统尾管噪声在1 800 r/min左右存在的尖峰频带较宽；因此，如图5所示单频的共振腔结构可能满足不了要求。共振腔的并联可以产生多个频率处的共振峰，使消声带宽增加[6]。为了达到共振腔并联的效果，在改进的后消声器中间的隔板上开一个直径15 mm的小孔，得到改进的后消声器B结构如图7所示。利用GT-POWER计算开孔后的传递损失曲线并与未开孔的传递损失进行比较，得到的结果如图8所示。由图8可知，在隔板上开孔之后，原共振频率的峰值依然存在，只是峰值有所降低，但是在100 Hz处产生了一个新的共振峰，峰值大小约12 dB，使得在50 Hz到110 Hz较宽的频带内均有消声效果。

图5 改进后消声器A结构图Fig.5 The structure of mufflerA

图6 改进后消声器A传递损失曲线Fig.6 The transmission loss of mufflerA

图7 改进后消声器B结构示意图Fig.7 The structure of muffler B

图8 后消声器A和B传递损失比较Fig.8 Comparison of transmission loss of mufflerAand B

图9 后消声器改进前后驾驶员右耳处声压级水平对比Fig.9 Comparison of sound pressure level nearby the driver’s right ear before and after modification

综合以上考虑，选定隔板上开孔的后消声器B为最终改进方案，将后消声器B装车之后，再对车内噪声进行主观评价，2 000 r/min左右的轰鸣声消除。测得后消声器改进前后车内驾驶员右耳处的声压级水平对比图如图9所示。由图9可以看出，消声器改进后车内2 000 r/min时的噪声峰值降低了大约6 dB，且从1 000 r/min加速到5 000 r/min过程中无明显尖峰，线性较好。说明改进的后消声器结构满足车内NVH性能要求。

4 结语

本文在对国内某车型开发后期车内的轰鸣声作来源识别的时候，分别屏蔽不同的噪声源和振动源，然后通过主观评价快速有效地分析出车内轰鸣声的来源是排气噪声，再针对排气噪声进行具体分析，这样可以节约试验的时间和成本。在改进后消声器结构的时候，通过在后消声器的共振腔隔板上开孔，产生多个频率的共振峰，使得消声带宽增加，达到在一个更宽的频带内消除尖峰的效果，解决了车内轰鸣声的问题，改善了车内的NVH性能。

[1]于学华，张家栋.汽车车内噪声产生机理及控制技术[J].噪声与振动控制，2008，28（5）：122-125.

[2]严清梅，张佳伟.整车车内NVH异响的识别及解决方案[J].汽车技术，2009（12）：57-60.

[3]C.Fukuhara,T.Kamura and T.Suetomi.Subjective evaluation of acceleration performance feeling with driving simulator[J].Transactions of Society of Automotive Engineers ofJapan，2004，35（1）：227-232.

[4]马芳武，王海林.汽车车内噪声控制技术[J].汽车技术，2009（12）：47-50.

[5]于德介.用附加质量和刚度修改结构固有频率与局部振型[J].振动、测试与诊断，1997，17（2）：25-29.

[6]毕嵘，刘正士.多腔共振式消声器的声学特性分析[J].农业机械学报，2008，39（10）：48-51.