某MPV车内轰鸣噪声试验分析与降噪改进

王若平，张 旭，夏仕朝，李文武

(1.江苏大学 汽车与交通工程学院， 江苏 镇江 212013；2.中国汽车技术研究中心 汽车工程研究院， 天津 300399)

近年来我国汽车市场MPV需求量不断增长，低噪声与高舒适性的MPV越来越受消费者的青睐。与乘用车相比，MPV的体积、质量相对较大，但在NVH性能方面又要求具有乘用车的水平，所以车内噪声的控制是一个重要的技术难题。MPV的车内噪声问题的主要表现之一就是轰鸣噪声，其频率通常在25～100 Hz范围内[1]，有明显的低频属性。对于车内轰鸣声产生机理的研究目前主要采用传递路径分析、相关性分析、模态分析等方法[2-3]，以确定车内轰鸣声的振动来源及峰值产生的原因。车内轰鸣声的优化主要从传递路径上进行处理，主要的降噪方法有改变声腔模态和结构振动模态分布、改善传动轴系的固有振动特性、安装扭转减振器、改进后桥结构和优化悬架等[4]。

本文针对某款在研MPV样车在试车过程中出现加速工况下轰鸣噪声过大问题，对该MPV样车车内振动噪声、悬置隔振率、车身模态、车内声腔模态、传动系扭振等进行测试分析，从传递路径的角度分析识别出车内轰鸣噪声的主要来源，利用AMESim仿真软件建立了样车动力传动系统的仿真模型，对动力传动系统进行自由振动计算，得到了各阶扭振模态频率。最后对车身局部结构和传动系参数进行了优化改进，有效降低了样车车内轰鸣噪声，使得加速工况下样车NVH性能得到改善。

1 样车车内加速噪声试验分析

测试样车为一前置后驱的MPV样车，测试前主观评价的反馈结果为该样车加速工况下发动机转速为900～1600 r/min范围内车内存在明显的轰鸣声，且后排座椅处的噪声比前排大。利用LMS TEST.Lab对该车进行4挡全油门加速测试。为了更准确判断车内噪声来源，排除路面激励干扰，本次车内噪声振动试验选在整车半消声室内转鼓上进行。噪声测点分别在驾驶员内侧耳旁位置、后排座椅中间位置。图1为4挡全油门加速工况驾驶员内侧耳旁噪声声压级和后声压级随发动机转速的变化关系，表1为噪声测点噪声峰值及对应频率。

图1 测点位置4挡加速噪声

表1 4挡加速工况下车内噪声测点噪声峰值及对应频率

由图1和表1可知：在4挡加速工况下，2个噪声测点声压级在发动机转速为1 200 r/min和1 500 r/min附近都存在噪声峰值，其中绿色曲线为2阶曲线，2处噪声峰值刚好对应2阶曲线峰值，表明2处峰值与发动机2阶激励有关，并且后排中间车内噪声比驾驶员内侧耳旁普遍高出3 dB，这一现象与主观评价相符，该MPV在加速过程中低转速下确实有轰鸣声产生。

2 轰鸣声传递路径试验分析

车内轰鸣噪声产生的主要因素有：发动机作为激励源其激励频率与车身结构模态频率吻合、车身结构模态频率与车内声腔模态频率吻合、传动系统扭振激励通过驱动桥经悬架传递到车身与车身结构模态吻合[5]。为了准确判断该车在加速过程中2处噪声峰值产生的原因，需对轰鸣噪声的传递路径进行试验分析。

2.1 动力总成悬置隔振性能测试分析

测试样车发动机纵置，为前置后驱，动力总成悬置采用3点布置。左右悬置基本对称，后悬为变速箱悬置。利用LMS TEST.Lab对该车悬置隔振性能进行测试，测试工况为4挡全油门加速工况，坐标定义为整车坐标。测试完成后得到如表2所示的悬置隔振性能数据。

由表2可知：各挡加速工况下动力总成悬置隔振性能在X、Y、Z方向上隔振率都大于20 dB，动力总成悬置的隔振性都能达到要求，因此判断动力总成悬置隔振性能良好；而后悬置Z方向上被动端振动幅值相对其他悬置振动幅值较大，发动机振动仍能通过后悬置传递到车身端。

2.2 车身结构模态测试分析

利用LMS TEST.Lab设备对样车装饰车身(拆除发动机和进排气系统)进行模态试验，激励力由激振器产生。得到前6阶模态频率和振型，描述如表3所示，可知顶棚2阶和4阶的模态频率与轰鸣噪声峰值频率接近，分别是41.1 Hz和50.9 Hz。

表2 4挡加速工况下悬置隔振性能

表3 车身前6阶模态振动频率及振型描述

2.3 声腔模态试验与分析

利用LMS SADAS MOBILE 数据采集前端测量该车的声腔模态，试验激励信号由低频标准体积声源发出，把右后排座椅位置作为选择激励点。坐标定义为整车坐标，响应测点共布置40个，其中：X方向共布置8行，间距为20～40 cm；Y方向根据车内宽度平均分布5列，间距为36 cm；测点的Z方向在驾驶员内侧耳旁处高度。驾驶员头枕截面位置车内声腔模态振型如图2所示。

图2 声腔模态振型

从图2可以看到：40.1 Hz时声压峰值出现在驾驶员位置；49.6 Hz时声压峰值(图中红色区域)出现在车尾，表明样车在发动机转速为1 200 r/min和1 500 r/min时发动机激励引起了车身结构模态与车内声腔模态耦合，从而产生了车内轰鸣声；50 Hz附近时车内轰鸣声最大且出现在后排，这往往与前置后驱车传动系统扭振存在很大关系[7]，所以需要进一步对样车传动扭振进行测试。

2.4 样车传动系试验分析

利用LMS TEST.Lab设备对样车传动系统进行扭振试验，共布置了5个测点，在发动机飞轮端、变速箱输入端布置磁电传感器，在变速箱输出端、主减速器输入端布置光电传感器，在主减速器上布置加速度传感器。其中2个磁点传感器、2个光电传感器用于测试扭振角速度，1个三向加速度传感器用于测试主减速器振动。

图3为4挡加速工况下传动系变速器输出端扭振角速度随转速变化情况。从曲线可知：传动系扭振幅值随着转速的升高而逐渐降低，当低转速时传动系扭振较大；在发动机转速为1 500 r/min的对应频率50 Hz附近有一个明显的峰值。图4为主减速器Z向上振动幅值随发动机转速的变化曲线，可见发动机转速在1 500 r/min附近时主减速器Z向振幅明显比其他转速位置高出很多，且相应尖峰较图3的变化更明显，由此判断变速器输出端和主减速器之间的传动轴与发动机激励发生了共振，导致振动被放大。

图3 4挡加速工况下变速器输出端扭振角速

通过前面的试验结果可知，该车加速过程中40 Hz的轰鸣声的主要激励源来自于发动机2阶不平衡惯性力，经后悬置传递到车身。车身结构与车内声腔模态同样存在40 Hz的固有频率，导致车身结构模态与车内声腔模态耦合，产生明显的轰鸣声。50 Hz附近的轰鸣声与传动系扭振有关，是发动机激励频率与扭振频率耦合产生共振，通过后桥经悬架传递到车身，并与车身模态耦合导致的。

3 车内轰鸣噪声降噪方案分析

3.1 车身结构改进方案及试验验证

根据车身模态测试结果可知：整车顶棚的局部模态频率分别为40.1 Hz和49.6 Hz时与车内噪声频率吻合，且模态振型振幅比较大的是顶棚后部。针对顶棚后部的共振问题，通过对顶棚采取结构改进和阻尼处理来提高顶棚刚度，减小振动[8]。结合工程经验并考虑实际情况与成本因素问题，本文对顶棚提出以下常见的一些改进措施：一是依据顶棚局部模态测试结果将第3根横梁向后移动，使得加强横梁处于顶棚后部振幅较大、刚度较低的位置；二是通过加强顶棚与钣金件的焊接点以提高顶棚刚度；三是在车身顶棚和侧围刚度薄弱的位置贴上热熔型阻尼片。

采用LMS TEST.Lab设备，测试顶棚结构改进前后4挡加速工况下驾驶员内侧耳旁噪声和后排中间噪声，测试结果见图5，可见改进后4挡加速工况下驾驶员内侧耳旁噪声在发动机转速为1 200 r/min附近噪声幅值降低了大约3 dB，主观感觉能够接受，40 Hz的低速轰鸣声有改善。

3.2 传动轴转动惯量改进方案与试验验证

为了进一步研究传动系统的扭振特性，需要建立样车传动系仿真模型，通过AMESim对传动系进行仿真分析，可以获取该车动力传动系的扭振模态，并通过仿真分析为改进方案提供依据。按照传动系统简化原则[7]，将样车动力传动系统简化为拥有16个自由度的扭振系统[8]。根据获得的动力传动系统的各部件惯量和刚度参数，建立完整的动力传动系统仿真模型,如图6所示。

图5 改进前后车内测点噪声对比

图6样车传动系扭振仿真模型

在AMESim仿真软件中对样车当量模型进行自由振动计算(不考虑阻尼因素)，得到动力传动系统扭振的固有频率和扭振模态振型图，表4列举出了样车动力传动系统前7阶扭振模态，图7为该传动系统第5阶振型。

由表4和图7可知：样车动力传动系统第5阶模态计算结果为51.75 Hz，与实际测试得到的扭振模态频率接近，都在50 Hz附近，且第5阶振型结点位于离合器、半轴，以变速器、传动轴的振动为主。进一步说明传动轴与发动机激励发生了共振，将振动放大传递到主减速器、后桥及车身端，导致车内50 Hz的轰鸣声产生。同时也说明了仿真结果的可靠性。

对于传动系扭振共振改进常用的方法是在传动轴上安装扭转减振器(TVD)。研究表明[9]：TVD对传动系扭振效果的改进主要取决于扭转减振器的惯量，而其刚度对传动系扭振减振效果影响较小。由此可以通过改进传动轴转动惯量使传动系统扭振模态避开50 Hz车身模态[10-11]。

表4 传动系扭振模态频率

图7 样车传动系第5阶振型

将传动轴转动惯量在原来的基础上按如下倍数增减：0.2，0.4，0.6，0.8，1.2，1.4，1.6，1.8，2.0。利用AMEsim计算出不同转动惯量时的扭振模态频率和振型相对幅值比来分析传动轴转动惯量对传动系扭振模态的影响规律，如表5所示。

表5 第5阶模态固有频率和振型相对幅值比随转动惯量比变化的规律

由表5可知：随着传动轴惯量的增加或者减少，动力传动系统各阶模态固有频率呈现变小的趋势；当转动惯量增加到原来的1.6倍时，扭振第5阶模态降低了7.2 Hz左右，避开了50 Hz的车身模态。

由以上分析可知，可以用惯量盘来代替扭转减振器起到降低扭转振动的作用，而且惯量盘只需要通过机加工而不需要复杂的硫化过程，具有加工方便而且耐用的优点。综合考虑成本及可行性后在传动轴输入端加装一个传动轴惯量盘，图8为惯量盘安装位置。

采用LMS TEST.Lab设备对样车进行车内噪声测试，图9为改进前后4挡加速工况下驾驶员内侧耳旁噪声总级对比。对比改进前后测试数据发现：车内噪声明显降低，尤其是发动机转速1 500 r/min即50 Hz时降低将近6 dB，说明改进效果明显。

图8 金属惯量盘安装位置

4 结束语

本文针对某MPV车内轰鸣噪声过大问题，结合轰鸣噪声产生的机理，对样车进行了大量相关的噪声振动试验。通过大量的试验和传递路径分析找到了车内40 Hz、 50 Hz 2处轰鸣噪声产生的原因，并提出了2种解决方案：一是通过改进车身顶棚结构以此来提高顶棚刚度；二是通过仿真分析传动轴的参数对传动系模态的影响，在传动轴输入端加装惯量盘来代替扭转减振器起到降低扭转振动的作用。最终车内噪声试验结果验证了改进后的降噪效果。

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