某車型路噪低頻轟鳴聲控制技術研究

陳德欣 孫宇軒 顏伏伍 雷超宏 張宇

摘 要：以某車型路噪轟鳴聲為研究對象，首先通過試驗測試和聲腔模態(tài)分析獲知問題產(chǎn)生的原因為聲固耦合。然后針對問題頻率，提出利用儀表板下方空間加裝大容積低頻諧振腔的噪聲控制方法。最后試驗驗證表明，該方案使得噪聲峰值下降6dB（A），有效控制了低頻路噪轟鳴聲問題。該技術可為類似問題的控制與優(yōu)化提供參考思路和方案借鑒，具有一定的工程應用價值。

關鍵詞：路噪，低頻諧振腔，聲腔模態(tài)

Abstract： This paper took the "Boom" road noise as the research object and found out the reason is structure-acoustic coupling through experiment and acoustic modal analysis firstly. Then the method of noise control was proposed with the application of a large low frequency resonator under the dashboard. Finally， the results verified by experiment show that 6dB （A） is reduced at the noise amplitude and the "Boom" at low frequency is controlled efficiently. This method provides approaches and references for similar problem and has a great value in engineering application.

Key words： road noise， boom，Low frequency resonator，Acoustical modal

1. 前言

汽車行駛時駕乘人員對車內噪聲有著直觀感受，而車內噪聲往往直接影響消費者的購買意愿和使用滿意度。車輛在中低速行駛過程中，如果存在由路面激勵引起的類似于敲鼓的“咚、咚、咚”低頻轟鳴聲時，會有極不舒服的壓耳感，極易引起人耳不適，甚至頭暈、惡心，必將導致駕乘人員產(chǎn)生抱怨和提起投訴。雖然在前期整車集成過程中有對NVH性能進行嚴格的控制，但在后期調教過程中仍然會遇到一些意料之外的難題，路面引起的低頻轟鳴聲便是其中較為典型的一種，因此它成為汽車NVH性能研究的焦點之一。

路噪低頻轟鳴聲主要是因為車輛在行駛狀態(tài)下，受到來自路面的激勵，經(jīng)底盤懸架系統(tǒng)傳遞到車身系統(tǒng)，與車身某些鈑金件振動頻率和聲腔固有模態(tài)頻率產(chǎn)生強耦合作用，使聲腔體積發(fā)生變化而在車內產(chǎn)生較高壓力脈動所致。

由于聲腔模態(tài)很難改變，因此在工程應用中，解決路噪低頻轟鳴聲問題通常有以下途徑：一是控制振動傳遞，衰減傳到車身上激勵。例如優(yōu)化懸架系統(tǒng)，衰減激勵力[1];二是加強壁板結構，降低輻射噪聲。例如使用補強膠提高板件剛度[2];三是優(yōu)化結構頻率，避免聲固耦合。例如通過優(yōu)化車身壁板加強筋等措施改變車身結構模態(tài)[3]-[4]。然而在整車開發(fā)的后期，如若對車身結構進行變更和重新設計，將導致成本增加和大量資源浪費?；谶@一情況，本文針對某車型路噪低頻轟鳴聲問題，提出利用儀表板下方的空間加裝大容積的低頻諧振腔的噪聲控制方案，為解決該問題提供了一種新的思路和途徑。

2. 車內路噪低頻轟鳴聲原因分析

2.1狀態(tài)呈現(xiàn)

某車型以50km/h的速度勻速行駛在粗糙水泥面上時，駕乘人員明顯感受到 “咚、咚、咚”類似敲鼓的低頻轟鳴聲，嚴重影響乘坐舒適性。車輛在此行駛工況下，激勵力主要來自發(fā)動機和凹凸不平的路面，于是在駕駛員右耳旁布置麥克風，在發(fā)動機懸置和懸架控制臂布置振動傳感器，測試該工況下的噪聲和振動。

測試數(shù)據(jù)（見圖1）表明，該工況下駕駛員耳旁噪聲總值69dB（A），雖不算很高，但在41Hz處存在一個59.5dB（A）低頻噪聲峰值，能量遠高于其它頻帶上的噪聲，為主要貢獻量。與主觀感受到的低頻轟鳴聲相吻合，由此可知，該低頻轟鳴聲對應主要貢獻中心頻率約為41Hz。

2.2 問題診斷分析

結合發(fā)動機懸置和懸架控制臂的振動對噪聲的關聯(lián)性進行分析，以確定激勵源。振動、噪聲頻譜圖（圖2）表明，控制臂振動能量基本完全集中在41Hz處，形成很大的振動能量峰，與問題噪聲特性一致，而懸置振動頻譜無這一特性。由此可知，主觀感受到的低頻轟鳴聲是由來自路面激勵引起的結構噪聲。

結構路噪引起的主要原因是路面的激勵經(jīng)過懸架傳遞到車身輻射到乘客耳旁的噪聲，如果與聲腔模態(tài)耦合，噪聲會進一步被放大，從而引起不舒服的壓耳感，使人感到頭暈、惡心。

進一步對聲腔模態(tài)進行分析，車室聲腔為白車身、車窗玻璃、開閉件等共同構成的封閉空間。通過有限元仿真計算，得到聲腔模態(tài)頻率及振型見表1。

由表1可知，第一階聲腔模態(tài)頻率的計算結果為43Hz，與路面激勵頻率41Hz、問題噪聲主要貢獻頻率極為接近，判斷有發(fā)生聲固耦合，從而放大輻射噪聲。下一步工作則是針對問題頻率在儀表板內設計諧振腔。

3. 車內路噪低頻敲鼓噪聲優(yōu)化控制

3.1 諧振腔設計思路

諧振器是基于Helmholtz諧振原理設計的，圖3為諧振器原理圖。諧振器是由3個容積不同的諧振腔組成，分別用來降低不同頻率的噪聲。其中V、S、L分別表示諧振腔的容積、喉口截面積、喉口長度。當聲波傳到諧振器時，喉口處的氣體在聲波的壓力下，往復運動，由于喉口中的氣體具有一定的質量，它會抗拒由于聲波作用引起的速度變化;頸壁的摩擦和阻尼作用而將部分聲能變?yōu)闊崮芟牡?，充滿氣體的空腔V具有阻礙小孔的壓力變化的性能。當外來聲波的頻率與諧振器的固有頻率相同時，就發(fā)生共振，共振時喉口處的小氣柱振幅最大，運動速度也最大，摩擦阻尼吸收的聲能也最多[5]-[6]。

諧振腔公式：

式中，f=諧振頻率，C=聲速，s=喉口截面積，d=喉口直徑，L=喉口長度，t =0.8d

3.2 仿真模型驗證

通過數(shù)模檢查，儀表盤板在內部大約有6L左右的異形空間可以利用?；陧椖拷M提供的空間尺寸設計諧振腔，通過仿真手段驗證方案的可行性。

由表2可知，在43Hz附近的第一階聲腔模態(tài)響應幅值大幅下降，方案具備可行性。

3.2試驗測試驗證

制作諧振腔手工樣件，并測試手工樣件的共振頻率以確保制作準確。手工樣件如圖4，其共振頻率43.7Hz，如圖5。

3.3 效果驗證

諧振腔安裝后，開展整車粗糙水泥路面50Km/h勻速噪聲試驗測試，獲取駕駛員耳旁噪聲測試結果見圖6。由圖6可知，采取整改措施后，41Hz處的低頻噪聲峰值降低6dB（A）。主觀駕評結果表明，該況下已無“咚、咚、咚”的低頻轟鳴聲。

4. 結論

（1）引起低頻結構路噪的主要原因是路面的激勵經(jīng)過懸架傳遞到車身輻射到乘客耳旁的噪聲，如果與聲腔模態(tài)耦合，噪聲會進一步被放大，引起轟鳴聲。

（2） 提出利用儀表板下方空間加裝大容積低頻諧振腔的噪聲控制技術來解決聲固耦合的路噪問題，有效控制了某車型路噪低頻轟鳴聲。

（3） 本文的研究工作為NVH性能優(yōu)化提供了思路參考和方案借鑒。

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