劉宗成，顏伏伍，李 進

(東風小康汽車有限公司 汽車技術中心， 重慶 400039)

隨著國內(nèi)汽車工業(yè)的蓬勃發(fā)展，越來越多的消費者對汽車的品質(zhì)要求不再局限于外觀、動力性、操控性，車輛的噪聲振動及舒適性也被作為選購車輛的重要指標。因此，車輛的NVH性能已被各大主機廠廣泛關注[1-5]。

對某乘用車主觀評價發(fā)現(xiàn)，該車在自動擋模式、勻速30 km/h左右、發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 410 r/min左右時，車內(nèi)噪聲突然增大，伴隨較強的壓耳感，引起車內(nèi)乘員明顯不適及煩躁感。本文針對該問題展開分析研究。

1 轟鳴聲產(chǎn)生機理

1.1 轟鳴聲產(chǎn)生機理

當汽車乘員倉處于密閉狀態(tài)時， 車內(nèi)空氣會形成聲腔模態(tài)。封閉空間的氣體受到外力擾動時，壓力發(fā)生變化，從而產(chǎn)生聲音[6]。汽車乘員倉內(nèi)空氣受到擾動的因素主要有2種：結(jié)構(gòu)振動擾動和聲波擾動[7]。

結(jié)構(gòu)振動擾動是車身結(jié)構(gòu)板件在動力總成、壓縮機、風扇或路面等激勵源的作用下振動，使車內(nèi)空氣體積發(fā)生微小變化，產(chǎn)生聲音[8]。當激勵頻率與板件模態(tài)頻率耦合時，板件振動引起的擾動能量會突然增大，引起車內(nèi)密閉空氣體積發(fā)生較大的變化，相應地引起車內(nèi)噪聲突然增大，導致人耳不適。

聲波擾動，一般指乘員倉以外的噪聲，如進氣噪聲和排氣噪聲透過車身傳遞到車內(nèi)，擾動車內(nèi)封閉空氣產(chǎn)生體積變化形成噪聲[9]。當聲波擾動頻率與乘員倉聲模態(tài)頻率耦合時，車內(nèi)會形成很高的噪聲，嚴重的會伴有壓耳及煩躁感。

1.2 乘用車轟鳴聲影響因素

研究車內(nèi)轟鳴聲常采用“源—路徑—響應”的方法進行分析[10]。引起車內(nèi)噪聲的主要激勵源及傳遞路徑見圖1。

對乘用車，聲波擾動聲源主要有發(fā)動機、進排氣系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、冷卻風扇、鼓風機、壓縮機、發(fā)電機等系統(tǒng)部件產(chǎn)生的空氣聲通過車身縫隙、車身孔洞以及車身透聲等路徑傳遞到車內(nèi)，在車內(nèi)產(chǎn)生噪聲；乘用車結(jié)構(gòu)振動源及其傳遞路徑比較多，主要有動力總成和空調(diào)壓縮機振動通過懸置傳遞到車身，引起車身強迫振動；排氣系統(tǒng)振動通過排氣吊勾傳遞到地板引起車身振動；傳動軸振動及路面激勵通過懸架傳遞到車身引起振動；進氣系統(tǒng)振動通過與車身連接的支架傳遞到車身；風扇振動通過接附點傳遞到車身等。

圖1 車內(nèi)噪聲主要激勵源及傳遞路徑

1.3 乘用車內(nèi)噪聲優(yōu)化控制方法

假設在引起車內(nèi)轟鳴聲的工況點，有i個激勵源共同作用，每個激勵源作用于車身的激勵力為Fi，對應的第i個激勵力有j條傳遞路徑把激勵傳遞到車內(nèi)擾動空氣產(chǎn)生噪聲。

假定第i個激勵力通過第j條傳遞路徑到車內(nèi)的傳遞函數(shù)為Hij(ω)。對某個特定的激勵力i和該激勵力對應的某條傳遞路徑j，會在車內(nèi)產(chǎn)生一個噪聲響應分量pij。這個噪聲響應分量可以表示為

pij=Hij(ω)·Fi(ω)

(1)

其中：Hij(ω)是傳遞函數(shù)；Fi(ω)是激勵力的頻譜。

車內(nèi)噪聲響應受某個激勵力的作用，通過所有傳遞路徑傳遞到車內(nèi)的聲壓分量可表示為

(2)

車內(nèi)噪聲受所有激勵力作用，傳遞過來的所有聲壓成份之和可以表示為

(3)

由以上分析可知：控制激勵力的大小或者優(yōu)化噪聲振動傳遞路徑，都可以降低車內(nèi)噪聲響應。

一般情況下，優(yōu)化乘用車內(nèi)轟鳴聲問題需要分析引起轟鳴聲的激勵源和傳遞路徑，分別對源和路徑進行優(yōu)化和控制。如果有多個激勵源和多條傳遞路徑，則對其中占主要貢獻量的源和對應的傳遞路徑進行優(yōu)化控制。

2 轟鳴聲特征分析

本文研究的乘用車在勻速30 km/h行駛、發(fā)動機1 410 r/min工況時，駕駛員耳旁噪聲云圖見圖2。從6.5 s開始一直到14.3 s結(jié)束，存在明顯噪聲峰值，該峰值聲壓即為主觀評價中轟鳴聲發(fā)生時段。該轟鳴聲主要頻率成分集中在46.0～47.7 Hz窄帶頻率區(qū)間。通過對轟鳴聲較嚴重的12.09 s數(shù)據(jù)進一步切片分析(見圖4)，該處噪聲峰值頻率為47 Hz，峰值處聲壓級為57.6 dB(A)。

圖2 駕駛員耳邊噪聲云圖

圖3 駛員耳旁12.09 s噪聲頻譜

3 轟鳴聲診斷分析

該車的動力系統(tǒng)配置為直列4缸4沖程自然吸氣汽油機，活塞式發(fā)動機汽缸中氣體壓力變化產(chǎn)生的不平衡力和運動部件的慣性產(chǎn)生的不平衡力會引起發(fā)動機周期性振動[11]。發(fā)動機轉(zhuǎn)速n與發(fā)動機振動以及駕乘室內(nèi)噪聲峰值頻率f之間存在特定關系：

(4)

式中i為振動和噪聲的階次。

在式(4)中，代入1 410 r/min，取i=2，求得對應頻率為f=47 Hz。

動力總成2階激勵頻率與駕乘室內(nèi)噪聲響應頻率吻合，判斷該轟鳴由發(fā)動機2階激勵引起。

動力系統(tǒng)振動到車身的振動傳遞路徑主要有以下幾條[7]：

1) 動力總成的振動通過懸置傳遞到車身；

2) 動力總成的振動經(jīng)排氣系統(tǒng)掛鉤傳遞到車身；

3) 動力總成的振動通過傳動軸及懸架傳遞到車身。

為排除其他激勵源，針對該問題，選擇多種不規(guī)則路面進行主觀評價及試驗測試，排除了不規(guī)則路面激勵產(chǎn)生該問題的可能性。

通過對懸置系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)掛鉤等位置進行試驗測試，排除了懸置系統(tǒng)及排氣系統(tǒng)導致該問題產(chǎn)生的可能性。通過深入試驗分析后發(fā)現(xiàn)，在問題點工況，左、右驅(qū)動軸均存在47 Hz的振動響應，見圖4、5。

圖4 左驅(qū)動軸振動加速度云圖

圖5 右驅(qū)動軸振動加速度云圖

分析傳動軸近場采集的噪聲數(shù)據(jù)，沒有發(fā)現(xiàn)在47 Hz處存在噪聲突變，排除傳動軸產(chǎn)生空氣噪聲激勵的可能性。最終確定引起該轟鳴聲的主要振動傳遞路徑為傳動軸和懸架。

對車身做CAE模態(tài)仿真計算，計算結(jié)果如圖6所示，頂蓋后部存在47 Hz的局部模態(tài)頻率。

圖6 白車身模態(tài)仿真計算結(jié)果

根據(jù)CAE計算結(jié)果，對頂蓋后部做頻響測試，測試結(jié)果圖7所示，表明頂蓋后部確實存在47 Hz局部模態(tài)率。

圖7 頂蓋后部頻響曲線

在頂蓋后部布置加速度傳感器，測試車速30 km/h，發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 410 r/min時，頂蓋后部的振動加速度響應，測試得到如圖8所示的振動加速度云圖。

圖8 頂蓋振動加速度云圖

對比主觀感受，轟鳴聲發(fā)生時刻和車身頂蓋后部47 Hz共振峰產(chǎn)生時間相同。

綜合以上分析，該車30 km/h勻速行駛車內(nèi)轟鳴主要激勵源是動力總成結(jié)構(gòu)振動，頻率為47 Hz，噪聲激勵成份很少。振動傳遞到車身的主要路徑為傳動軸和懸架。同時，車身頂蓋后部存在47 Hz局部模態(tài)頻率，動力總成振動激勵在此處產(chǎn)生共振，引起車內(nèi)轟鳴。

4 轟鳴聲控制優(yōu)化

當前條件不允許對懸架系統(tǒng)做調(diào)整。由于頂蓋后部存在47 Hz共振，且貢獻較大，首先優(yōu)化駕乘室頂蓋結(jié)構(gòu)，調(diào)整頂蓋模態(tài)頻率，降低頂蓋系統(tǒng)對47 Hz的振動響應，減輕其擾動車內(nèi)空氣的能量。

分別加強頂蓋后部兩根橫梁的接頭剛度，并加固橫梁對頂蓋的支承，提升頂蓋模態(tài)頻率，結(jié)構(gòu)優(yōu)化措施(見圖9)。試驗測試頂蓋到駕駛員耳旁聲振傳函，對比分析頂蓋優(yōu)化前后的聲振傳遞函數(shù)(見圖10)可知，結(jié)構(gòu)調(diào)整優(yōu)化后，47 Hz處的NTF值由99.2 dB(A)降低到86.2 dB(A)，下降13 dB。

進一步測試優(yōu)化后的樣車，得到問題工況時車內(nèi)噪聲云圖11，與原狀態(tài)(圖1)相比，噪聲幅值已有較大降低。對噪聲云圖中轟鳴聲最嚴重的24 s數(shù)據(jù)切片進一步分析，得到該時刻的噪聲頻譜，如圖12所示，47 Hz峰值處噪聲響應由未優(yōu)化前的57.6 dB(A)(見圖2)降低至52.5 dB(A)，優(yōu)化效果顯著。

圖9 頂蓋系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

圖10 頂蓋到駕駛員耳旁NTF曲線

圖11 駕駛員耳旁噪聲云圖

圖12 駕駛員耳旁噪聲頻譜

優(yōu)化頂蓋結(jié)構(gòu)后，經(jīng)主觀駕評，改善效果顯著。但在47 Hz處，噪聲依然偏大。

由于動力總成系統(tǒng)在47 Hz激勵能量過大，繼續(xù)優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)，效果有限。下一步從激勵源入手，對該轟鳴聲進一步優(yōu)化控制。由前期分析，動力總成47 Hz激勵主要經(jīng)傳動軸傳遞，可知，調(diào)整動力匹配或許可以降低該頻率的激勵能量。

對動力總成換檔策略適當調(diào)整，并反復駕評和試驗測試，最終確定車速在20～30 km/h區(qū)間，變速器換檔轉(zhuǎn)速提升120 r/min。優(yōu)化控制策略后，主觀評價結(jié)果表明車內(nèi)轟鳴聲已經(jīng)徹底消失。

駕評及測試發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 000～5 000 r/min掃頻工況，主觀駕評沒有感知到車內(nèi)存在轟鳴聲，測試結(jié)果(圖13)表明，優(yōu)化頂蓋結(jié)構(gòu)和調(diào)整動力匹配策略后，車內(nèi)噪聲線性度良好，1 410 r/min車內(nèi)轟鳴聲消聲，且沒有在車內(nèi)引起其他轉(zhuǎn)速的轟鳴聲。

圖13 發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 000～5 000 r/min掃頻車內(nèi)噪聲

5 結(jié)論

本文通過理論研究、試驗測試、頻譜分析、傳遞路徑分析和CAE仿真計算待研究分析方法，確定了乘用車勻速車內(nèi)轟鳴聲產(chǎn)生的根源：

1) 動力總成2階振動是引發(fā)車內(nèi)轟鳴的激勵源；

2) 傳動軸及懸架是振動傳遞到車身的主要路徑；

3) 車身頂蓋后部存在47 Hz局部模態(tài)并與動力總成激勵共振，引起發(fā)動機1 410 r/min時車內(nèi)強烈的壓耳感。

本文提出通過優(yōu)化車身頂蓋結(jié)構(gòu)和調(diào)整動力總成動力輸出匹配策略相結(jié)合的解決方案。對實施優(yōu)化方案的車輛主觀駕評及客觀測試結(jié)果表明，該方案成功解決了勻速行駛車內(nèi)轟鳴聲問題，且沒有引發(fā)新的NVH問題。對該問題的研究分析方法和解決方案對其他車型的開發(fā)及調(diào)校具有一定的借鑒意義。