金 巖，趙 濤

（1.中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122； 2.汽車噪聲振動和安全技術(shù)國家重點實驗室，重慶 400039）

前言

隨著消費者對汽車品質(zhì)要求的不斷提高，車內(nèi)噪聲的品質(zhì)問題受到了更多的關(guān)注。這對從事汽車振動噪聲研究的學(xué)者和從事產(chǎn)品開發(fā)的工程師提出了更高的要求。目前對汽車聲品質(zhì)的研究成為了國內(nèi)外學(xué)者研究的重點。加速車內(nèi)噪聲是評價車輛NVH性能的一個重要的指標(biāo)。加速工況也是常用工況，如果加速過程車內(nèi)噪聲品質(zhì)較差，往往會降低消費者對產(chǎn)品品質(zhì)的評價，甚至引起抱怨和投訴。

國外對車內(nèi)加速聲品質(zhì)的研究開展的較早，Terazawa等人研究了加速車內(nèi)聲品質(zhì)的分析和評價方法，分析了加速車內(nèi)噪聲的頻率成分對車內(nèi)聲品質(zhì)的影響［1］；Wang等人研究了曲軸和飛輪的彎曲剛度對加速車內(nèi)聲品質(zhì)的影響［2］；Croker等人研究了利用傳遞路徑分析技術(shù)預(yù)測動力總成振動優(yōu)化對車內(nèi)噪聲聲品質(zhì)的影響［3］；Deighan等人論述了基于有限元、動力學(xué)結(jié)合傳遞路徑分析方法預(yù)測車內(nèi)加速聲品質(zhì)的前沿技術(shù)［4］。國外對車內(nèi)加速聲品質(zhì)的研究涵蓋了聲品質(zhì)的測試和評價方法、影響因素的理論分析、聲品質(zhì)的改進和優(yōu)化方法以及加速聲品質(zhì)的設(shè)計等方面。

國內(nèi)對汽車聲品質(zhì)的研究重點集中在車內(nèi)聲品質(zhì)預(yù)測和評價方法上［5－6］。研究工況也主要聚焦在汽車怠速、勻速等穩(wěn)定運行工況。對加速工況汽車聲品質(zhì)的研究較少，尤其是對動力總成導(dǎo)致的加速車內(nèi)聲品質(zhì)問題研究更少。2016年浙江大學(xué)楊文英等人研究了曲軸的扭轉(zhuǎn)振動對加速過程車內(nèi)聲品質(zhì)的影響［7］，除此之外鮮有報道。

本文中針對搭載1.5T動力總成的某款車型加速車內(nèi)噪聲粗糙感較強的問題進行了研究。通過試驗手段分析了車內(nèi)半階噪聲主要來源和傳遞路徑；通過優(yōu)化動力總成懸置和提高懸置支架動剛度的方法有效降低了車內(nèi)噪聲的粗糙度，改善了加速過程車內(nèi)的聲品質(zhì)。

1 加速車內(nèi)噪聲分析

本文中研究對象為采用1.5 L增壓發(fā)動機配6擋手動變速器車型。在進行主觀駕評時，3擋全油門加速過程從1 500 r／min渦輪增壓器介入工作后，動力總成轉(zhuǎn)矩增大，主觀評價車內(nèi)噪聲嘈雜，噪聲粗糙感明顯。

心理聲學(xué)研究成果表明，當(dāng)純音受到調(diào)制時會讓人感覺到聲音的不穩(wěn)定。當(dāng)調(diào)制的頻率低于15 Hz時主要表現(xiàn)為波動感。調(diào)制頻率高于15 Hz聲音就表現(xiàn)出粗糙感［8］。聲音粗糙度R的定義為

式中：fmod為調(diào)制頻率，kHz；z為臨界頻帶，Bark；ΔLE為掩蔽深度，dB，是臨界頻帶z的函數(shù)。粗糙度R的單位為Asper。

圖1為3擋全油門加速車內(nèi)噪聲測試結(jié)果。從圖中可以看到，從1 500 r／min開始，車內(nèi)噪聲中有明顯以275 Hz為中心頻率的寬頻噪聲。

從圖中可以清晰看到，在這個寬頻帶的噪聲頻帶中不僅包含了4和6階這些四缸四沖程發(fā)動機慣性力和燃燒激勵的主要階次成分，也包含了4.5、5.0、5.5、6.5、7.0和7.5等曲軸旋轉(zhuǎn)的奇數(shù)階／半階次噪聲。

圖1 加速車內(nèi)噪聲測試結(jié)果

圖2 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3 000 r／min時車內(nèi)噪聲頻譜的切片。其中 5.0、5.5和6.0階（圖中標(biāo)注）的噪聲峰值超過了50 dB（A），均高于發(fā)動機的2階噪聲，是這個轉(zhuǎn)速段最主要的噪聲成分。這3個主要的噪聲的頻率間隔接近（分別間隔25 Hz），容易產(chǎn)生調(diào)制，而導(dǎo)致較為明顯的粗糙感（Roughness），從而使乘員產(chǎn)生抱怨。通過測試軟件將260～290 Hz頻帶的噪聲濾除之后，重新對車內(nèi)噪聲進行回放，主觀評價的車內(nèi)噪聲品質(zhì)明顯改善。

圖2 3 000 r／min車內(nèi)噪聲頻譜圖

2 傳遞路徑排查

為排查275 Hz為中心頻率寬頻噪聲的來源和可能的傳遞路徑，采取了如下的排查手段：（1）屏蔽進排氣噪聲和進排氣系統(tǒng)的殼體輻射噪聲；（2）排氣系統(tǒng)吊鉤與車身脫離；（3）動力總成冷卻系統(tǒng)和空調(diào)管路與車身脫離。以上措施對該頻帶的噪聲均無改善。表1為采取的排查措施和效果匯總。

以上結(jié)果排除其他的可能傳遞路徑，表明275 Hz的噪聲只能來自于動力總成的振動。動力總成的振動通過懸置傳遞到車內(nèi)。該車型采用了典型的3點懸置方案。為確定哪個懸置是最主要的傳遞路徑，對動力總成懸置主被動端的振動進行了測試。整車坐標(biāo)系的定義為：車頭指向車尾為X向，車輛左側(cè)指向右側(cè)為Y向，垂直向上為Z向。其中動力總成左懸置（變速器側(cè)）主動端Y向275Hz頻率處的振動最為明顯。圖3為變速器側(cè)懸置支架振動的測試結(jié)果。

表1 排查措施和效果

圖3 懸置支架主動端（變速器側(cè)）Y向振動

所有懸置被動側(cè)振動測試結(jié)果中，變速器懸置的被動端（車身側(cè)）Y向振動（見圖4）最為突出，且與車內(nèi)噪聲信號特征（頻帶和階次）有明顯的對應(yīng)關(guān)系。

圖4 變速器懸置被動端（車身側(cè)）Y向振動

對于四缸四沖程的發(fā)動機，動力總成受到的主要激勵為往復(fù)慣性力和燃燒氣體作用力，這兩個激勵主要為2階和4、6、8階等偶數(shù)階。但動力總成作為一個彈性體，每一次的氣缸爆發(fā)壓力均使機體發(fā)生彈性體振動。由于每個氣缸燃燒氣體作用力位置不同，造成的動力總成的響應(yīng)也不同；此外，每缸之間燃燒壓力差異和同一缸的燃燒壓力也存在循環(huán)壓力變動。以上兩個因素必然導(dǎo)致動力總成在燃燒氣體作用力的激勵下產(chǎn)生半階次的振動。

國外研究結(jié)果表明，如果動力總成振動半階次成分過多，可能與以下因素有關(guān)［3］：

（1）燃燒均勻性差；

（2）曲軸剛度低；

（3）軸承座剛度低；

（4）動力總成整體剛度低；

（5）主軸承間隙過大等。

此外，動力總成附件模態(tài)、曲軸模態(tài)和動力總成彈性體模態(tài)都會對半階次的激勵起到放大作用。

為研究動力總成的動力學(xué)特性，利用錘擊法進行了動力總成彈性體模態(tài)的測試。圖5為動力總成彎曲模態(tài)的測試結(jié)果。該動力總成存在1階模態(tài)頻率為275 Hz的模態(tài)，與車內(nèi)噪聲的頻帶有很好的對應(yīng)關(guān)系。這階模態(tài)主要變形發(fā)生在變速器側(cè)。懸置支架的安裝位置沿著整車Y和X方向擺動。

圖5 動力總成彈性體模態(tài)振型（275 Hz）

通過以上的分析和試驗結(jié)果可以判斷，車內(nèi)中頻粗糙感噪聲來自于動力總成的燃燒氣體作用力，激勵起了動力總成振動，通過變速器懸置支架傳遞到車內(nèi)。

3 改進方案和效果驗證

燃燒爆發(fā)力是產(chǎn)生半階次振動的最重要的原因，如果從源頭上減小發(fā)動機半階次的振動可以采取以下措施：曲軸主軸頸加強；曲柄臂加強；主軸承座加強；減小主軸承間隙；進氣歧管優(yōu)化，提高燃燒均勻性；采用柔性飛輪等措施。

但該動力總成是比較成熟的產(chǎn)品，因此很難從源頭上減小半階次的激勵。這里選擇在傳遞路徑上采取改進措施，通過降低動力總成的振動向車身的傳遞來減小車內(nèi)的噪聲響應(yīng)。

（1）提高變速器懸置被動側(cè)支架的剛度

圖6（a）為車身側(cè)懸置支架的CAD模型。為了提高該支架的動剛度，經(jīng)過CAE計算，在懸置支架于車身安裝位置增加焊點，并對零件采取鈑金加厚的措施，鈑金的厚度由1.0增加到1.5 mm。圖6（b）為在實車采取的相應(yīng)的手工改進方案。

圖6 車身側(cè)安裝支座加強措施

圖7 為手工改進前后變速器懸置支架Y方向頻率響應(yīng)測試結(jié)果。由圖可見，改進后懸置支架在220 Hz以上頻率響應(yīng)有比較明顯的降低，懸置支架的動剛度有明顯提高。

圖7 變速器懸置被動側(cè)支架頻響

（2）降低動力總成懸置剛度

表2為改進前后變速器側(cè)懸置動剛度的對比，其中u、v、w是懸置元件局部坐標(biāo)系的方向，分別對應(yīng)于整車的X、Y、Z方向。懸置u方向的剛度由改進前的190降低到170 N／mm，v方向的動剛度由120降低到80 N／mm。同時增大變速器懸置X方向的線性段到±5 mm，保證加速過程懸置元件剛度處于線性范圍。圖8為經(jīng)過優(yōu)化之后的懸置樣件。

表2 變速器懸置剛度的調(diào)整方案

圖8 調(diào)整之后的懸置樣件

圖9 為進行懸置優(yōu)化和懸置支架剛度加強之后變速器側(cè)懸置被動端Y方向振動的測試結(jié)果。與圖4相比可見，260～290 Hz范圍內(nèi)各個階次的振動都有明顯減弱。采取以上兩項優(yōu)化措施明顯減少了發(fā)動機半階次振動傳遞到車身上的能量。

圖9 優(yōu)化后左懸置Y向振動測試結(jié)果

圖10 為懸置和支架改進前后加速行駛車內(nèi)噪聲的總值對比。由圖可見，改進后1 500 r／min以上的3擋全油門加速車內(nèi)噪聲降低了1～2 dB（A）。

圖10 改進前后加速車內(nèi)噪聲的對比

圖11 為車內(nèi)噪聲的粗糙度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的曲線。由圖可見，1 500～3 500 r／min轉(zhuǎn)速范圍的車內(nèi)噪聲粗糙度有普遍較大幅度降低，尤其是3 000 r／min左 右，噪 聲 粗 糙 度 由 0.44降 低 到0.15 Asper，主觀評價改善明顯。

圖11 改進前后車內(nèi)噪聲粗糙度對比

4 結(jié)論

研究了加速車內(nèi)噪聲粗糙感產(chǎn)生原因，并通過對傳遞路徑的改進，使加速車內(nèi)聲品質(zhì)有明顯的改善。通過本項研究可以得到以下結(jié)論：

（1）加速過程車內(nèi)半階次噪聲成分過多將導(dǎo)致車內(nèi)噪聲粗糙感強，聲品質(zhì)變差；

（2）動力總成的半階次振動是引起車內(nèi)噪聲粗糙感的主要原因，半階次振動大可能會激勵起動力總成彈性體模態(tài)，傳遞到車內(nèi)；

（3）在傳遞路徑上降低動力總成半階次的振動能在一定程度減輕車內(nèi)噪聲的粗糙感，使加速車內(nèi)聲品質(zhì)得到改善。