發動機半階次振動引起的車內聲品質問題分析和改進

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國家重點實驗室，重慶 400039）

前言

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

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

國內對汽車聲品質的研究重點集中在車內聲品質預測和評價方法上［5－6］。研究工況也主要聚焦在汽車怠速、勻速等穩定運行工況。對加速工況汽車聲品質的研究較少，尤其是對動力總成導致的加速車內聲品質問題研究更少。2016年浙江大學楊文英等人研究了曲軸的扭轉振動對加速過程車內聲品質的影響［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半階噪聲主要來源和傳遞路徑；通過優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噪聲的粗糙度，改善了加速過程車內的聲品質。

1 加速車內噪聲分析

本文中研究對象為采用1.5 L增壓發動機配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，動力總成轉矩增大，主觀評價車內噪聲嘈雜，噪聲粗糙感明顯。

心理聲學研究成果表明，當純音受到調制時會讓人感覺到聲音的不穩定。當調制的頻率低于15 Hz時主要表現為波動感。調制頻率高于15 Hz聲音就表現出粗糙感［8］。聲音粗糙度R的定義為

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

圖1為3擋全油門加速車內噪聲測試結果。從圖中可以看到，從1 500 r／min開始，車內噪聲中有明顯以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等曲軸旋轉的奇數階／半階次噪聲。

圖1 加速車內噪聲測試結果

圖2 為發動機轉速為3 000 r／min時車內噪聲頻譜的切片。其中 5.0、5.5和6.0階（圖中標注）的噪聲峰值超過了50 dB（A），均高于發動機的2階噪聲，是這個轉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），容易產生調制，而導致較為明顯的粗糙感（Roughness），從而使乘員產生抱怨。通過測試軟件將260～290 Hz頻帶的噪聲濾除之后，重新對車內噪聲進行回放，主觀評價的車內噪聲品質明顯改善。

圖2 3 000 r／min車內噪聲頻譜圖

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的殼體輻射噪聲；（2）排氣系統吊鉤與車身脫離；（3）動力總成冷卻系統和空調管路與車身脫離。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。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。整車坐標系的定義為：車頭指向車尾為X向，車輛左側指向右側為Y向，垂直向上為Z向。其中動力總成左懸置（變速器側）主動端Y向275Hz頻率處的振動最為明顯。圖3為變速器側懸置支架振動的測試結果。

表1 排查措施和效果

圖3 懸置支架主動端（變速器側）Y向振動

所有懸置被動側振動測試結果中，變速器懸置的被動端（車身側）Y向振動（見圖4）最為突出，且與車內噪聲信號特征（頻帶和階次）有明顯的對應關系。

圖4 變速器懸置被動端（車身側）Y向振動

對于四缸四沖程的發動機，動力總成受到的主要激勵為往復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階等偶數階。但動力總成作為一個彈性體，每一次的氣缸爆發壓力均使機體發生彈性體振動。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壓力變動。以上兩個因素必然導致動力總成在燃燒氣體作用力的激勵下產生半階次的振動。

國外研究結果表明，如果動力總成振動半階次成分過多，可能與以下因素有關［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、曲軸模態和動力總成彈性體模態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特性，利用錘擊法進行了動力總成彈性體模態的測試。圖5為動力總成彎曲模態的測試結果。該動力總成存在1階模態頻率為275 Hz的模態，與車內噪聲的頻帶有很好的對應關系。這階模態主要變形發生在變速器側。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振型（275 Hz）

通過以上的分析和試驗結果可以判斷，車內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。

3 改進方案和效果驗證

燃燒爆發力是產生半階次振動的最重要的原因，如果從源頭上減小發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的噪聲響應。

（1）提高變速器懸置被動側支架的剛度

圖6（a）為車身側懸置支架的CAD模型。為了提高該支架的動剛度，經過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的手工改進方案。

圖6 車身側安裝支座加強措施

圖7 為手工改進前后變速器懸置支架Y方向頻率響應測試結果。由圖可見，改進后懸置支架在220 Hz以上頻率響應有比較明顯的降低，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懸置動剛度的對比，其中u、v、w是懸置元件局部坐標系的方向，分別對應于整車的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為經過優化之后的懸置樣件。

表2 變速器懸置剛度的調整方案

圖8 調整之后的懸置樣件

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

圖9 優化后左懸置Y向振動測試結果

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

圖10 改進前后加速車內噪聲的對比

圖11 為車內噪聲的粗糙度隨發動機轉速變化的曲線。由圖可見，1 500～3 500 r／min轉速范圍的車內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 改進前后車內噪聲粗糙度對比

4 結論

研究了加速車內噪聲粗糙感產生原因，并通過對傳遞路徑的改進，使加速車內聲品質有明顯的改善。通過本項研究可以得到以下結論：

（1）加速過程車內半階次噪聲成分過多將導致車內噪聲粗糙感強，聲品質變差；

（2）動力總成的半階次振動是引起車內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，傳遞到車內；

（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噪聲的粗糙感，使加速車內聲品質得到改善。