某SUV車內降噪處理

丁建超，陳繼偉，李靜波

（北汽昌河汽車有限責任公司北京分公司，北京 101300）

1 引言

近年來，隨著消費者水平的提升，越來越重視汽車的舒適性，而汽車的NVH性能是影響汽車舒適性的重要因素，NVH性能的好壞直接決定主觀評價效果。在整車項目研發過程中，NVH性能要求怠速、加速和勻速工況下，車內噪聲不能出現轟鳴聲和氣流聲。根據不同的噪聲傳遞路徑，車內噪聲可分為結構聲和空氣聲。采用避頻控制措施，即避免整車模態和零部件子系統的模態耦合，可有效解決車內產生的結構聲；空氣聲屬于中、高頻噪聲，包括發動機，進、排氣的輻射聲音等，通過聲學包裝技術來控制，即在傳遞路徑上增加聲包材料可改變車內的中、高頻噪聲[1]。

本文對某車型車內噪音問題進行了噪聲源排查和分析，確定了在發動機轉速1250rpm附近時車內噪聲由后消音器引起，優化了后消音器結構避開了與聲腔模態耦合，轟鳴聲消失,在發動機轉速大于2500rpm主觀感受氣流聲降低，但是后排仍然可以感受得到氣流聲，通過在后側圍增加聲包材料的措施，主觀評價車內聽不到氣流聲。

2 轟鳴聲的分析和解決

2.1 主觀評價和數據分析

在對某車型主觀評價時發現，車輛起動加速在發動機轉速1250rpm工況下，車內有明顯的轟鳴聲。分析結果如圖1，測試的是駕駛員右耳處噪聲總體能量overall隨轉速變化情況，噪聲曲線在轉速1250rpm附近存在噪聲聲壓峰值，該峰值聲壓與主觀評價時轟鳴發生的峰值相對應。進一步分析噪聲曲線的階次噪聲，由圖2可知發現1250rpm附近噪聲曲線與2階噪聲吻合度較大，確定車內噪聲由發動機的2階激勵引起。

該車發動機為直列四缸四沖程式，二階不平衡往復慣性力是主要的激勵源，其頻率等同于點火頻率，具有明顯的階次特性。階次是結構旋轉部件因旋轉造成的振動或噪聲的響應，這個階次響應與轉速和轉頻之間有對應關系，確切地說階次是轉速或轉頻的倍數。可知發動機1250rpm下的2階激勵頻率為41.6Hz。

圖1 駕駛員右耳噪聲總聲壓與階次噪聲

圖2 駕駛員右耳階次噪聲

2.2 轟鳴聲原因排查

發動機引起的轟鳴聲：一般是在特定的轉速下車上零部件發生了結構或聲學共振，這種放大的發動機激勵傳入車內與聲腔模態耦合，使人耳產生強烈的不舒適感。頻率一般在300Hz以下，是發動機的點火頻率或其倍頻（4缸發動機指的是2、4、6、8階）。可發生共振的部件包括動力總成裝置，進氣系統、排氣系統、傳動系統和相關的安裝支架等。一般傳入到車內的噪聲可分為兩種形式，一是空氣聲傳遞，即發動機激勵頻率通過車身空隙直接傳遞到車內，二是結構聲傳遞，是外界激勵頻率直接激勵或傳遞到車身，引起車身或零部件結構振動，并與聲腔模態耦合而產生的車內噪聲。

首先考慮結構噪聲傳遞，考慮在整車調教過程中，a）懸置隔振率，b）進氣系統空濾支架振動c）排氣吊耳隔振率，d）傳動軸軸頭、副車架振動，測試數據顯示以上路徑的振動與車內轟鳴聲沒有相關性，無明顯的2階振動。然后再考慮空氣聲傳播，測試數據表明與排氣口噪聲有關，從頻譜圖上發現1250rpm有對應峰值如圖3所示，分析排氣口的階次噪聲如圖4，發現排氣口2階噪聲為主要的貢獻。

圖3 排氣對車內貢獻

圖4 排氣口階次噪聲

為了進一步確認噪聲源，將排氣尾管連接大消音器，單獨屏蔽尾管噪聲[2]，如圖5在1250rpm處噪聲的總能量和2階噪聲均降低，說明尾管噪聲對車內的轟鳴聲是主要的貢獻源。

圖5 屏蔽排氣系統車內噪聲對比圖

2.3 聲腔模態測試

為了進一步排查轟鳴聲的頻率是否與聲腔模態存在耦合，找到轟鳴聲的真正原因。根據源-傳遞路徑-響應點的分析思路，分析響應點的模態即整車的聲腔模態，查看排氣系統的尾管噪聲，通過空氣傳播是否與整車的聲腔模態存在耦合。

消聲室試驗環境：背景噪聲18dB(A)，溫度21℃，相對濕度30%，采用LMS低中頻體積聲源[3]，如圖6所示。

圖6 體積聲源放置示意圖

圖7 聲腔模態振型

表1 消聲室整車聲腔模態測試結果 單位：赫茲

整車聲腔模態試驗結果如表1所列。鑒于該試驗結果未考慮乘坐人員所占空間，因此在考慮乘坐人員空間的情況下，其聲學共振頻率值應有所下降，降幅約為3Hz以內[4]。所以尾管噪聲輻射的激勵頻率41.6Hz與聲腔2階模態43.8Hz存在模態耦合。

圖7所示，從整車2階聲腔模態振型上看，在駕駛員位置有較大的聲壓值，說明該位置聲腔體積變化較大，且放大了局部聲壓響應，駕駛員產生明顯的壓耳聲。進一步判斷確認聲腔模態與尾管激勵模態存在強烈的耦合。

2.4 轟鳴聲的消除

針對排氣系統尾管輻射噪聲，根據經驗和數據分析對比，初步確定優化后消音器內部局部結構，抑制或消除41.6Hz的模態，就可以消除這個轟鳴噪聲。消聲器結構如下圖8、圖9所示。

圖8 消聲器內部結構示意圖

圖9 優化后消聲器內部結構

通過對后消音器2輪優化后，在消聲室整車轉轂測試，數據表明優化消音器后，車內噪聲在41.6Hz處峰值降低，改善效果較好。

圖10 駕駛員右耳噪聲曲線

圖11 后排colormap圖

從圖10可知，優化后的后消音器，在發動機轉速1250rpm處，overall噪聲峰值曲線下降4dB(A)，2階噪聲降低明顯，主觀評價后轟鳴聲消失，氣流聲下降，發動機轉速大于2500rpm時后排仍能聽到氣流聲。圖11是后排的colorma圖，橫坐標是頻率，縱坐標是發動機轉速，圖中顏色深淺表示聲壓值的大小，優化消音器后車內氣流聲降低，消音器的貢獻降低。

3 氣流聲的分析與解決

3.1 氣流聲的傳遞路徑分析

初步判斷排氣尾管發出的氣流聲，通過空氣傳遞到車內，對車身而言屬于空氣傳播；氣流聲具體的傳遞路徑是：通過泄壓閥，由外側圍、內測圍鈑金空腔、行李箱飾板空調口傳遞到車內。一般的解決措施就是盡可能密封后排鈑金孔洞和縫隙，但實際情況有些孔洞無法徹底密封。另一個就是針對空氣傳遞路徑增加聲包材料，提高聲波傳遞過程中的能量耗散[5]。

3.2 試驗驗證

圖12 聲包材料

綜合考慮項目成本和進度，最終采用在側圍鈑金附近增加聲包材料，通過吸音材料吸收聲波傳播到車內能量的措施。圖12所示，在后側圍鈑金空腔間填充海綿，設計的海綿件在Y方向上與鈑金干涉。測量數據表明： 改善了側圍鈑金至駕駛員右耳的聲學靈敏度如圖13所示，主觀評價發現后排車內氣流聲消失。

圖13 駕駛員右耳聲學靈敏度

4 結束語

轟鳴聲和氣流聲是極易被顧客感知的噪音，主觀上使人體產生強烈的不舒適感。因此，在汽車開發階段，需要重視整車和子系統模態參數匹配，避免車身結構和零部件子系統結構模態與車內聲腔模態耦合產生轟鳴聲。采用車內聲包優化控制技術，可降低車內中、高頻噪音形成的氣流聲，以上措施對車內降噪處理和節約后期的改進成本具有非常重要的作用。