某轻型客车加速中车内轰鸣声现象研究

王晓宏 林文干 李浩亮 李航

东风汽车股份有限公司商品研发院 武汉 430057

1 前言

在目前竞争激烈的汽车市场上，同档次车型在常规性能方面的综合“性价比”越来越接近较高水平。因此提高车辆的驾乘舒适性成为新的竞争焦点，而其中NVH（即Noies噪声、Vibrationg振动和Harshness声振粗糙度）占据主要地位。NVH不仅是影响车辆舒适性的重要因素，而且也是评价其质量品质的重要指标之一。涉及车辆的振动噪声问题已经成为汽车技术领域的一个研究热点[1]。

对于早期的车型，多数情况下来源于发动机的噪声（在车辆整体NVH品质中占据主导地位），NVH控制的对象也较为明确和单一。近年来，随着发动机技术的突飞猛进，发动机的振动、噪声水平有较大幅度的降低，相应的车内外噪声也大幅度降低。由此导致车辆NVH控制问题的复杂程度剧增。

轰鸣声属于低频噪声，通常在20～200 Hz范围内产生，普遍存在于汽车的怠速、匀速和加速过程中，发动机、传动系统、进排气系统、不平路面激励等因素都可能成为轰鸣声产生的a源头[2]。轰鸣声能造成司乘人员的强烈不适感，且在如此低的频段内，常规的吸音降噪措施几乎无效。

2 问题现象描述

某款轻型客车行驶工况下发动机转速在1 500 r/min左右时，车内出现明显的轰鸣声，使人感觉很不舒服。切换不同的挡位，在1 500 r/min时此轰鸣声依然存在。车辆静态工况，原地踩油门，发动机转速达到1 500 r/min时，轰鸣声同样存在。所以推断，发动机1 500 r/min出现的轰鸣声是由发动机引起，基本排除路面和传动系统激励。

3 振动响应测试和分析

针对以上现象，在车辆定置状态车辆缓加速工况下测试车内主驾右耳噪声数据如图1所示。

图1 原始状态主驾右耳噪声曲线

从图1可以看到，发动机转速在1 500 r/min左右时车内噪声有增大现象，噪声上升不平顺，加速声品质不好，此时主观感受车内有较强烈的低频轰鸣声。

图2是对车内加速噪声进行阶次切片分析，可以看到1500 r/min左右的轰鸣声主要是由发动机2阶激励成分导致，其次是4阶，对应的频率分别为50 Hz和100 Hz左右。图3是原始状态主驾右耳噪声1/3倍频程图，可以看到50Hz处噪声幅值较大。

图2 原始状态主驾右耳噪声overall曲线和阶次切片曲线

图3 原始状态主驾右耳噪声1/3倍频程

4 问题分析

轰鸣声的产生有多重原因，可能是由空气声传播辐射引起，主要包括：进气噪声、排气噪声、发动机本体噪声等；也可能是由于振动导致，主要包括进气系统振动、排气系统振动、悬置系统振动、车身钣金件振动等其他振动源；还有可能是振动或噪声与车内声腔模态耦合导致轰鸣声，分析见图4所示。

图4 轰鸣声问题分析流程图

针对以上可能产生轰鸣声的部件，分别进行振动噪声试验和声腔模态有限元仿真，从中发现进气噪声、排气噪声和发动机本体噪声在1 500 r/min时没有明显的噪声突然增加，进气系统和排气系统的车身侧振动也没有发现在1 500 r/min时有明显的振动峰值，对车内声腔模态进行有限元仿真分析，发现在50 Hz左右也没有声腔模态存在。

5 动力总成悬置隔振性能分析

动力总成通过悬置与车身相连，动力总成的振动能否传递到车身进而传递到乘座室壁板，主要取决于悬置的隔振性能。评价一个由悬置和发动机组成的三维系统时，可通过考察悬置的隔振率、发动机刚体模态解耦程度等指标[3]。此车型动力总成通过三个橡胶悬置与车身相连（发动机两个，变速箱一个）。

动力总成悬置通常由两个支架支撑，一个支架连接悬置和发动机，称为主动支架，另一个支架连接悬置和车身，称为被动支架。悬置隔振率是衡量主动边和被动边振动大小，其定义为：

式中，aa为 主动支架的加速度；ap为被动支架的加速度。

通常当隔振率大于90%时，认为悬置隔振效果比较好。图5是动力总成各个悬置Z向隔振率曲线，可以看到发动机两个悬置Z向隔振率均较好，基本达到了90%的设计目标，但是变速箱悬置Z向隔振率较差，尤其在1 550 r/min时隔振率低至60%，所以初步推断变速箱悬置Z向隔振较差是导致车内轰鸣声的根源。

图5 动力总成悬置Z向隔振率曲线

6 声强法噪声源识别

随着传感器技术和电子技术的发展，各种直接测量声强的仪器相继问世。由于声强测量具有方向性，受现场影响比较小，频谱分析对噪声源的研究有着独特的优越性，能够有效地解决许多现场声学测量问题，因此成为声学研究的一种有力工具。

声强是沿声音传播方向、单位面积通过的声功率，它不仅能反映噪声的大小，而且还表示噪声的辐射方向。声强测量正是利用声强的这一特征来分析、识别主要噪声源，而对来自非测量方向上的噪声干扰有较强的抗干扰能力[4]。

利用声强的上述特征，可以考察整个汽车对某一方向的噪声辐射场分布，并根据测得的噪声辐射场分布情况，识别出主要噪声源的位置，还可以根据声强和声压的频谱分析，对发声部件进行进一步探讨。

现代声强测量采用双传声器法，利用相距很近的两个传声器测得声场中某处相邻两点的声压，用两点声压的平均值代表该处声压，用两点声压之差与传声器间距之比代表该处的声压梯度在测量方向上的分量。

使用声强测试和分析系统可以简易快速地进行瞬态实时分析识别指定频率的噪声源，如图6所示。声强探头自左向右移动，假设噪声辐射方向由MicB到MicA时声强为正，那么由MicA到MicB时声强为负，声强探头移动到与噪声辐射垂直方向时声强为零。也就是在车内水平移动声强探头，当发现在某处出现目标频率的声强方向有反转，即由正变负或由负变正，那么可以断定此位置是目标频率的一个噪声源。

图6 声强法噪声源识别

基于以上理论，用声强探头对车内进行50 Hz噪声源识别，发现50 Hz噪声源在车身顶盖方向发出。结合以上分析推断车内1 500 r/min轰鸣声是由变速箱悬置振动传到车身顶盖，导致顶盖50 Hz共振，从而辐射轰鸣声。

7 车身顶盖振动分析和改进

因为判断车身顶盖在1 500 r/min产生频率为50 Hz的共振，所以对车身顶盖进行锤击法传递函数试验和振动响应试验，结果如图7和图8所示。

图7 车身顶盖传递函数试验结果

图8 车身顶盖振动和主驾右耳噪声overall对比

图7是车身顶盖振动传递函数试验结果，图中红色是顶盖右端传递函数曲线，绿色是顶盖左端传递函数曲线。可以看到在50 Hz有明显的共振峰值，图8是车身顶盖和主驾右耳噪声overall对比曲线，图中蓝色是主驾右耳噪声曲线，绿色是顶盖右端上下方向振动响应曲线，红色是顶盖左端上下方向振动响应曲线。可以看到在1 550 r/min时车身顶盖上下方向振动和主驾右耳噪声同时出现峰值。进一步证实，车内1 500 r/min左右的轰鸣声是由车身顶盖发出。

通常为了消除车内乘客舱的低频振动辐射噪声，在车身地板、后备箱、顶盖、前围等处附贴阻尼材料，以此减弱车身钣金的低频振动和辐射噪声。附贴阻尼材料后的车身钣金振动受到阻尼层的粘性影响后，其振动的频率和幅度都会在很大程度上降低，同时钣金件的振动能量转换成阻尼材料的热能，实现能量的转换，以此减弱车身的低频振动辐射噪声。

针对本车问题，在车身顶盖粘贴简易阻尼片来验证前面的推断，阻尼片位置见图9。同时，把顶盖横梁和顶盖之间的缝隙进行涂胶处理，保证横梁对顶盖有一定的支撑，增加顶盖刚度。

图9 车身顶盖粘贴简易阻尼片

8 改进验证

对车身顶盖粘贴阻尼片和横梁与顶盖之间涂胶处理后，再进行车内噪声试验，来验证轰鸣声改善效果（如图10）。其中绿色是原始状态主驾右耳噪声，蓝色是改进后主驾右耳噪声。可以看到，改进后在1 500 r/min时主机右耳噪声降低4 dB(A)，主观感受此时车内轰鸣声已经完全消失，改善效果明显。

图10 改善前后主驾右耳噪声对比曲线

9 结语

a.此车发动机转速在1 500 r/min时车内出现明显轰鸣声的主要原因是变速箱悬置隔振性能较差，导致发动机振动由变速箱悬置传递到车身顶盖，并激励车身顶盖发声共振，从而辐射出噪声，表现为车内的轰鸣声。

b.此轰鸣声的源头归根结底是由变速箱悬置隔振差导致，车身顶盖加阻尼处理只是在传递路径上对低频振动进行控制，后期需要重点对变速箱悬置进行问题解析和改进。

c.车内轰鸣声的产生机理有许多，其中车身大钣金的低频共振辐射出的轰鸣声需要引起设计师的注意。