穆國寶 席忠民 何凱欣 馬澤賢

（廣州汽車集團乘用車有限公司）

隨著汽車的日益普及，對汽車舒適性的要求日益提高。汽車噪聲、振動和舒適性等性能參數(shù)的高低，直接影響汽車企業(yè)的生存與發(fā)展。在怠速、加速、勻速及減速等工況評價中，轟鳴聲是經(jīng)常出現(xiàn)的現(xiàn)象之一，文章結合實例，對如何優(yōu)化汽車內(nèi)轟鳴聲進行了闡述。

1 汽車轟鳴聲產(chǎn)生原理[1]

1.1 轟鳴聲介紹

汽車在封閉狀態(tài)下，車內(nèi)空氣會形成許多振動模態(tài)或聲腔模態(tài)，當發(fā)動機激勵或路面激勵時，車身某些鈑金的振動頻率與密閉空氣的固有模態(tài)頻率一致，將會產(chǎn)生很強的耦合作用，空氣就會產(chǎn)生體積變化，在車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動，引起人耳不適，甚至出現(xiàn)頭暈及惡心等癥狀。轟鳴聲屬于低頻噪聲，通常在25～200 Hz范圍內(nèi)，普遍存在于汽車的怠速、勻速和加速過程中，發(fā)動機、傳動系、排氣系統(tǒng)及不平路面激勵等因素都可能成為轟鳴聲產(chǎn)生的源頭。

1.2 聲腔模態(tài)的產(chǎn)生原理

汽車乘員艙的壁板是由多塊薄鈑金沖壓焊接而成，厚度一般為0.7～1.0 mm，具有一定的彈性，當發(fā)動機或路面的激勵傳遞到車身壁板時，會引起薄鋼板的振動，從而輻射出噪聲。當輻射出的聲波入射到達蔽障時，會與其反射的聲波相互疊加而形成合成聲場。圖1示出平面波反射示意圖。

從圖1 可以看出，當入射聲波到達蔽障時恰好位于波峰位置，其反射聲波在蔽障處與其方向相反，相位相同，在位置1 處即1/4 波長位置相位相反，相互消減后，聲壓振幅為0；而在位置2 處和蔽障處相位相同，聲壓振幅最大[2]，也就是汽車乘員艙產(chǎn)生轟鳴聲的位置。

對于封閉在長方體的空氣所形成的聲腔，其聲學模態(tài)振型可以用x，y，z 向或者不同方向的組合來描述[3]，比如縱向第1 階表示聲壓主要沿x 向分布，沿其他方向聲壓沒有變化；在縱向截面內(nèi)出現(xiàn)1 個聲壓波截面，兩端的截面為聲壓波腹面。聲腔模態(tài)頻率計算公式為:

式中:Lx，Ly，Lz——x，y，z 向的聲腔尺寸，m；

c——聲速，343 m/s；

i（0，1，2，…），j（0，1，2，…），k（0，1，2，…）——x，y，z 方向上模態(tài)的階次。

由于不同類型的乘用車，乘員艙的形狀不同，座椅及儀表板等內(nèi)飾對聲波的反射也不同，因此聲腔模態(tài)的頻率與振型也不同。

1.3 轟鳴聲的流固耦合分析

建立有限元模型進行聲學流固耦合分析，分析激勵位置和激勵方向對車內(nèi)轟鳴聲的影響。汽車構造中，發(fā)動機、變速箱、懸架及進排氣等激勵源與車身連接點數(shù)量眾多，詳細建模效率低下且不利于分析。文中建立簡化的有限元模型，研究激勵源、車身壁板與聲腔模態(tài)的關系。圖2 示出簡化的乘員艙模型圖。

圖2 中，x，y，z 向尺寸分別為3.7，1.6，1.2 m。簡化模型中每塊板可以表示風擋玻璃、防火墻鈑金、地板及頂棚鈑金等。車身上不同區(qū)域的鈑金并非直接相連，如風擋與頂棚、防火墻與地板都是由橫梁進行連接。在①，②，③號板上分別施加了沿x，y，z 向的強迫振動信號，通過CAE 軟件進行流固耦合分析，計算聲學靈敏度，輸出車內(nèi)前，中，后3 個位置的聲壓值。圖3 示出用軟件計算的前5 階聲腔模態(tài)頻率及振型圖。

圖4 示出在①號板上垂直施加的強迫振動信號，計算出的車內(nèi)不同位置的聲學靈敏度響應。

分析圖4 可得:

1）在47 Hz 附近，前排和后排聲壓達到77 dB（A），而中排位置僅為60 dB（A），與其激勵起來的第1 階縱向聲腔模態(tài)頻率一致，即車廂縱向的長度恰好為此頻率時1/2 個聲波的長度，前排和后排位于聲壓波腹位置，相互疊加聲壓增大，產(chǎn)生轟鳴聲；中排位置位于聲壓波節(jié)位置，聲壓較低。

2）95 Hz 時車內(nèi)的聲壓峰值，3 個位置都在70 dB（A）左右，都會產(chǎn)生轟鳴聲，與車廂2 階縱向聲腔模態(tài)頻率一致。

3）在1 階聲腔模態(tài)頻率47 Hz 之前，出現(xiàn)了21 Hz的聲壓峰值，前排和中排聲壓值為82 dB（A），后排為72 dB（A），為了辨識21 Hz 處聲壓峰值是由聲腔模態(tài)還是由板的聲輻射引起，通常在有限元模型中設定不同聲音的傳播速度來確定。

故將聲速由343 m/s 提高為600 m/s，修改后的1 階縱向聲腔模態(tài)頻率由47 Hz 升至為81 Hz，圖5 示出改變聲速后引起的聲學靈敏度變化。

由圖5 可以看出，改變聲速后，81 Hz 處前排聲壓值達到極大。在21 Hz 處，峰值頻率沒有變化，聲壓值明顯提高，可以判斷21 Hz 處轟鳴聲是由板的聲輻射引起。與簡化車身的模態(tài)結果對比分析可知，①號板21 Hz 時有局部模態(tài)，模態(tài)能量高，其輻射噪聲足以產(chǎn)生轟鳴聲[4]。

依照上述方法，可對②，③號板開展類似分析。

2 實例分析[5]

2.1 現(xiàn)象描述

某車型在加速至2 500 r/min 時，產(chǎn)生轟鳴聲，繼而工程人員結合主觀評價的描述，采用LMS Test.Lab 測試工具，設定相應的測試工況，3 擋全油門，發(fā)動機轉速從1 500 r/min 加速至5 000 r/min 開展車內(nèi)噪聲測試，測試結果，如圖6 所示。

由圖6 可知，當發(fā)動機轉速為2 500 r/min 時，車內(nèi)噪聲達到72 dB（A），與主觀感受相匹配。

2.2 原因

由圖6 中提取的階次噪聲比較可知，2 階噪聲與轟鳴聲有較強的相關性。經(jīng)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(tǒng)、發(fā)動機及發(fā)動機懸置系統(tǒng)的影響，初步確認由副車架2 階振動引起。圖7 和圖8 分別示出采用CAE 技術對副車架及聲腔模態(tài)進行計算的結果。

從圖7，8 得知:副車架和車內(nèi)聲腔在84 Hz 具有相應的模態(tài)，產(chǎn)生耦合。當發(fā)動機轉速為2 500 r/min時，副車架的模態(tài)被發(fā)動機的激勵激起，副車架的模態(tài)振動進一步激發(fā)了車內(nèi)聲腔模態(tài)，產(chǎn)生了轟鳴聲，造成駕乘人員的不適感。

2.3 優(yōu)化方案和效果

通過優(yōu)化副車架及車內(nèi)聲腔的結構可以達到解決轟鳴聲的目的，但在新車項目實際的開發(fā)過程中，當樣車制作以后再進行主要結構件的變更，會面臨巨大的時間及費用成本。文章結合項目經(jīng)驗及工程實際，采用行業(yè)內(nèi)常見的方法:增加動力吸振器[5]。通過多輪次和實車確認優(yōu)化吸振器的質量、阻尼及剛度等參數(shù)。

該動力吸振器的質量為1.5 kg，固有頻率為84 Hz，與副車架z 向振動（發(fā)動機轉速2 500 r/min）時振動頻率基本一致。減振器安裝于副車架上（如圖9 所示），再次進行了試驗，測試路面為普通水泥路面，測試工況為3 擋全油門加速。圖10 示出增加動力吸振器后加速轟鳴聲改善效果。

從圖10 可以看出:1）增加動力減振器后，駕駛員右耳2 階噪聲降低了6 dB（A）；2）整車降噪4 dB（A），改善效果明顯。

3 結論

加速轟鳴聲在開發(fā)過程中往往發(fā)現(xiàn)于車型樣車階段，此階段結構基本凍結，難于制定方案。文章利用CAE 技術找出產(chǎn)生轟鳴聲的原因，并采用在副車架上安裝動力吸振器的方法，使整車降噪4 dB（A），達到了降噪的目的，提高了駕乘人員的舒適性。