對某款智能四驅SUV車型車內轟鳴聲的降噪研究

(上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心, 上海 200438)

0 前言

噪聲是工業社會高速發展帶來的副產品，它與大氣污染和水污染一起被認為是當今世界三大公害。到2014年11月底，全球汽車保有量達到12億輛，汽車保有量的急劇增長給環境和能源帶來了極大壓力，也使汽車工業受到越來越嚴重的挑戰，汽車的噪聲污染問題已成為“眾矢之的”[1]。近年來，隨著汽車工業的高速發展和人們日益提高的需求，人們對車輛噪聲控制的要求越來越高，汽車噪聲、振動和平順性(NVH)性能的優劣已逐漸成為決定消費者購買車輛的重要因素，因此實現優異的NVH性能是國內外各汽車制造商一直追求的目標。車輛加速時產生的轟鳴聲會給乘員帶來耳壓感，長時間處于轟鳴聲環境下，人會產生頭暈感，因此基于車內轟鳴聲開展的降噪研究是熱門課題之一，國內外很多專家在轟鳴聲產生機理方面做過相關降噪研究[2-4]，但大部分主要針對前驅車型。轟鳴聲問題產生機理尤為復雜，尤其是智能四驅車型，由于其傳遞路徑極為復雜，四驅車型在不同驅動形式下其動力傳動路線不同，這對轟鳴聲的問題識別帶來了極大的挑戰，因此智能四驅車輛車內轟鳴聲的降噪研究是難點問題之一。本文基于某智能四驅SUV車型加速到發動機轉速為2 500 r/min左右時車內轟鳴聲問題，綜合運用工作變形模態(ODS)與模態分析相結合的手段，提煉出轟鳴聲識別與控制的方法。

1 問題描述

在某款智能四驅SUV車型振動噪聲性能開發過程中，車輛全油門加速時發動機轉速在2 500 r/min左右時，車內發出的轟鳴聲伴隨耳壓感，結合實車主觀評估，參照表1的主觀評估評分標準[5]，加速到發動機轉速2 500 r/min左右時車內轟鳴聲主觀評分為5.5分，體現為車內乘客主觀體驗較差。

表1 主觀評估評分標準

通過客觀測試手段，用傳聲器對抱怨工況車內噪聲進行采集，全油門加速車內噪聲總值曲線見圖1。發現發動機轉速2 500 r/min左右車內噪聲峰值大約為70 dB(A)，高于相鄰轉速段噪聲約10 dB(A)，當發動機轉速掃過該轉速段時，噪聲會突然變大，聲音變化較為突兀，給乘客帶來較差的駕駛體驗。因此主要通過ODS和系統模態分析相結合的手段對該噪聲進行識別，以提升車內噪聲控制水平與車內聲音品質。

圖1 全油門加速車內噪聲總值曲線

2 問題定義

對加速車內噪聲的信號進行了快速傅里葉(FFT)變換[6]，并利用車內駕駛員耳旁噪聲云圖和車內噪聲曲線總值描述車內噪聲聲源特性，見圖2和圖3。由圖2可知，引起抱怨的噪聲以84.5 Hz為中心頻帶，主要能量來自發動機二階激勵。由圖3可知，從能量占比的角度分析，發動機轉速2 500 r/min左右的噪聲總值為70.4 dB(A)，發動機轉速2 500 r/min左右的二階噪聲值為70 dB(A)，噪聲總值與二階噪聲差值為0.4 dB(A)，由此可知該二階噪聲能量占到了總能量的90%以上，因此定義車內引起抱怨的噪聲主要為二階噪聲，其主要頻率為84.5 Hz，抱怨噪聲幅值為70 dB(A)。

圖2 車內噪聲云圖

圖3 加速車內噪聲總值與二階噪聲曲線

3 抱怨噪聲識別與機理分析

針對該智能四驅SUV噪聲工況進行了確認，發現該噪聲在四輪驅動模式時較為明顯，主觀評分5.5分。當將駕駛模式切換為兩輪驅動模式時，噪聲很大程度得以減輕，主觀評分6.5分。通過分析四驅與兩驅模式動力傳動路線，如圖4所示，實線箭頭為四驅模式下動力傳動路線，動力由發動機發出并傳遞到變速箱，在分動器處進行動力分配，一部分動力通過后傳動軸、后橋傳遞到后驅動輪。另一部分動力通過分動器，通過前傳動軸、前橋傳遞到前驅動輪[7]。整體的振動能量也沿著動力傳動路線進行傳遞。虛線箭頭為兩驅(后驅)模式下的動力傳動路線，動力由發動機發出傳遞到變速箱，此時分動器向前傳遞路線被切斷，車輛所有動力都通過后傳動軸、后橋傳遞到后驅動輪。

圖4 四驅、兩驅模式動力傳動路線圖

從噪聲表現及對動力傳遞路線的分析，初步確定發動機轉速加速到2 500 r/min左右時，車內轟鳴聲與前傳動系存在較大相關性。同時，根據噪聲聲源特性，噪聲在84.5 Hz存在共振頻率，車身結構在該頻率處也可能起到較大影響。

綜上所述，從振動源頭、傳遞路徑和響應等角度分析，最終將導致噪聲的潛在影響因素羅列到因果圖形式中(圖5)。

圖5 發動機轉速加速到2 500 r/min時轟鳴聲影響因素因果圖

4 關鍵因素分析與驗證

從結構模態角度出發，檢查了關鍵系統零件的模態，確認了在84.5 Hz附近是否存在模態耦合可能，得到的模態頻率如表2所示。

由表中模態可知，前橋模態頻率和車架模態頻率在84.5 Hz左右，因此這兩個系統對車內2 500 r/min發動機轉速時的轟鳴聲可能存在模態耦合現象。

表2 關鍵系統模態表

結合表2中模態分析結果和圖5中列出的關鍵影響因素，制定了關鍵因素影響分析方案表，如表3所示。分別對表中的5個因素中每個因素2水平進行了單因素影響的對比評估。

表3 關鍵因素分析方案表

選定測試工況為3檔全油門加速工況，采集發動機轉速從1 300～4 500 r/min范圍產生的車內噪聲。測試設備采用西門子SCADAS III來采集前端，測試軟件使用西門子Test lab 14A版本振動噪聲采集軟件。

4.1 TCCU向前傳遞扭矩

從振源角度分析，四驅模式與兩驅模式相比，四驅模式向前傳遞扭矩比兩驅模式更大。通過調整TCCU向前傳遞扭矩大小來判斷振動傳遞路徑。如圖6所示，圖中實線為車輛設計狀態向前傳遞扭矩，在發動機轉速2 500 r/min左右，對應的從分動器向前傳動軸傳遞扭矩為170 N·m。圖中虛線為通過調整TCCU標定數據，將發動機轉速在2 500 r/min左右時從分動器向前傳動軸傳遞扭矩由170 N·m調整為50 N·m，對比兩種狀態下振動噪聲曲線(圖7)。由圖7可知，當TCCU向前傳遞扭矩由170 N·m減小到50 N·m時，加速到轉速2 500 r/min左右時，車內轟鳴聲降低了3.5 dB(A)。在低扭矩輸入時，前橋振動和車內噪聲均明顯小于高扭矩情況，由此可以確定前傳動軸是前橋共振激振力的主要傳遞路徑。

圖6 TCCU向前傳遞扭矩圖

圖7 不同TCCU向前傳遞扭矩對應車內噪聲曲線

4.2 前傳動軸傳遞路徑

根據TCCU向前傳遞不同扭矩時對應的噪聲曲線分析，已初步鎖定前傳動軸為關鍵傳遞路徑，結合整車ODS測試與模態測試結果，在整車發動機轉速2 500 r/min左右車內轟鳴聲發生時，分動器X向(前傳動軸軸向)振動通過前傳動軸傳遞至前橋，前傳動軸是前橋共振激振力的主要傳遞路徑，振動能量在前傳動系解耦可以通過伸縮型等速萬向節的結構形式實現。本文主要研究了前傳動軸采用伸縮型等速節方案，伸縮型等速節零件圖(圖8)。

圖8 伸縮型等速節零件圖

對比測試十字節(原車狀態)和伸縮型等速節傳動軸車內噪聲水平后得到結果，如圖9所示。當前傳動軸形式由十字節變更為伸縮型等速節時，發動機轉速為2 500 r/min時，車內轟鳴聲降低5.1 dB(A)，主觀評估無抱怨，主觀標準評分為7分，因此該方案可以有效解決發動機轉速2 500 r/min左右車內轟鳴聲。

圖9 前傳動軸伸縮型等速節車內噪聲曲線

4.3 前橋模態

在振動噪聲問題排查時常使用模態測試和ODS試驗相結合的手段進行識別。當某個系統模態振型與ODS工作變形相似度較高時，則可作為判斷該系統發生共振的依據之一。從關鍵系統模態結果中識別出前橋X向一階彎曲模態86.1 Hz (帶有一定的剛體模態)與問題頻率84.5 Hz接近，該階模態的振型與問題(轉速)工況下對應階次的ODS吻合度較高，由此初步確定前橋發生了86.1 HzX向一階彎曲共振，前橋共振為發動機轉速在2 500 r/min時產生轟鳴聲的重要原因。通常對于系統模態共振，常采用的手段有調頻或降幅。從降幅角度，可以在前橋位移最大處加動力吸振器；從調頻角度，可以通過改變前橋懸置剛度來調整前橋模態，進而與抱怨噪聲頻率進行避頻處理。

4.3.1前橋動力吸振器方案驗證

如圖10所示，考慮裝配可行性，設計了前橋頻率84 Hz動力吸振器安裝位置。圖中白色區域為動力吸振器安裝區域。

圖10 前橋84 Hz動力吸振器安裝位置圖

如圖11所示，對比了測試動力吸振器安裝前后車內噪聲曲線。當前橋加84 Hz動力吸振器后，車內加速到發動機轉速為2 500 r/min時轟鳴聲降低了4.8 dB(A)，主觀評估無抱怨，該方案可以有效解決發動機轉速加速至2 500 r/min附近車內轟鳴聲。

圖11 前橋84 Hz動力吸振器車內噪聲曲線

4.3.2前橋懸置剛度調整方案驗證

前橋X向一階彎曲模態86.1 Hz與問題頻率84.5 Hz接近，為了改善轉速為2 500 r/min左右時車內轟鳴聲，也可通過將前橋3個懸置剛度進行改變的方式調整前橋模態頻率，如圖12所示。將結合仿真分析，當把前橋3個懸置剛度從3 900 N/mm調整到4 900 N/mm，前橋模態由85 Hz提升至92 Hz。

圖12 前傳動軸伸縮型等速節車內噪聲曲線

實車測試前橋3個懸置剛度調整前后車內噪聲數據，噪聲曲線見圖13。當把前橋3個懸置剛度從3 900 N/mm調整到4 900 N/mm，加速到發動機轉速為2 500 r/min時，車內轟鳴聲降低了0.9 dB(A)，主觀評估無改善。因此可以得出結論，通過調整前橋懸置剛度的方式改善發動機轉速，加速到2 500 r/min左右時的車內轟鳴聲效果有限。

圖13 前橋懸置剛度優化方案車內噪聲曲線

5 結論

對于智能四驅SUV車型將發動機轉速加速到2 500 r/min左右時的車內轟鳴聲問題，最終得到以下結論：

(1)發動機轉速為2 500 r/min時，車內轟鳴聲主觀評分5.5分，噪聲峰值約70 dB(A)，該噪聲產生的主要原因為動力總成X向激勵通過前傳動軸向前傳遞，前橋86 HzX向一階彎曲模態被激勵從而產生共振，前橋共振能量通過車架、車身懸置并最終激勵車身鈑金從而形成輻射聲。

(2)前傳動軸采用伸縮型等速節加速到發動機轉速為2 500 r/min時，車內轟鳴聲可降低5.1 dB(A)，主觀評估7分，車內無轟鳴聲，主觀評分提升1.5分，改善效果顯著。

(3)前橋加84 Hz動力吸振器在2 500 r/min轉速時，車內轟鳴聲降低4.8 dB(A)，主觀評估7分，車內無轟鳴聲，主觀評分提升1.5分，改善效果顯著。

專家簡介

袁衛平，上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心整車集成部NVH科高級經理、資深專家、教授級高工、碩士研究生導師、ISO/TC70/WG13和SAC/TC177/WG11工作組組長，從事汽車和內燃機噪聲振動控制研究30余年，注重理論與實踐相結合，編有專著、發表多篇學術論文、擁有多項發明專利。

專家推薦辭

車輛加速轟鳴聲極易引起乘客體驗較差，同時轟鳴聲產生的機理極為復雜，因此國內、外很多專家在轟鳴聲產生機理方面做一些降噪研究，但大部分主要針對兩驅車型，其研究方向也主要著眼于更改車身結構來改善轟鳴聲。通過更改車身結構來改善轟鳴聲其效果極其有限，且代價較高。國內、外對于智能四驅車型轟鳴聲研究的較少，尤其是在激勵源、傳遞路徑等方面研究的更少。

本文通過對全油門加速發動機轉速至2 500 r/min左右時車內轟鳴聲噪聲OA、階次曲線和噪聲瀑布圖進行分析，精確鎖定了車內抱怨噪聲頻率及階次貢獻量。通過對發動機加速到2 500 r/min左右時，車內轟鳴聲控制因果圖的分析，最終選擇了可行的優化方向進行優化驗證。優化方案從轟鳴聲產生機理出發，沿整個動力傳遞路徑尋求解決方案，涉及分動器扭矩傳遞、前傳動軸萬向節結構形式、前橋懸置剛度及前橋加裝動力吸振器，全文邏輯清晰、思維縝密。

通過整車道路試驗進行方案驗證，同時結合聲學特性，通過更改前傳動軸結構形式或在前橋加84 Hz動力吸振器，加速過程中發動機轉速2 500 r/min左右車內轟鳴聲均可降低5 dB(A)左右，主觀評分提升1.5分，車內無轟鳴聲，改善效果顯著。

本文所涉及的優化方向是結合多年工作經驗所提出的，對于讀者，拓寬了識別和控制整車加速轟鳴聲解決的思路，也節省了寶貴的時間，為加速整車車內轟鳴聲的進一步定性研究和定量分析提供了機理說明和事實依據，值得推薦一讀。