某MPV三檔滑行時車內噪聲分析與控制

摘 要：某MPV變速箱檔位為3檔滑行時，發動機的轉速處于2300RPM和3500RPM左右，座艙內出現轟鳴音，嚴重影響了駕乘舒適性。針對該問題，運用試驗分析技術進行測試和分析，找出主要的影響因素。對這些主要的影響因素進行優化，并進行了方案驗證。優化方案實施前后，3檔滑行時車內轟鳴音得到顯著的改善，達到了預期的目的。

關鍵詞：滑行;轟鳴音;試驗分析技術;方案驗證;優化

0 引言

隨著生活水平的日益提高，汽車成為生活中必不可少的交通工具;同時，人們對汽車乘坐舒適性的要求也越來越高。車內噪聲不僅是影響駕乘人員舒適性、 車內人員的語言清晰度以及辨識車外各種聲音信號能力的重要因素，而且車內聲音環境可以最直觀地反映乘坐舒適性、 體現汽車的品質，決定消費者購買與否的重要性能指標。因此，如何控制和改善車內噪聲就顯得尤為重要。

汽車生產廠家在設計整車性能時都非常重NVH 性能，NVH 性能包括振動、噪聲、舒適性等[1]。由于國內NVH技術突飛猛進的發展，國產汽車的振動噪聲的性能也得到很大的提升，并逐漸逼近或超過了進口汽車的NVH性能。在汽車研發過程中，對汽車的噪聲性能進行研究分析，是必不可少的環節，本文重點對某MPV的研發過程中的整車滑行時車內噪聲性能進行數據采集，并對其特征進行分析產生，制定出控制措施。

1 噪聲樣本數據采集

對車輛NVH特性的研究主要有兩種方式：一種是CAE仿真技術，劉建華等針對某發動機在NVH測試中出現的振動問題，優化了油底殼，提升其固有頻率，油底殼各端面頻率響應峰值得到降低，極大得改善了油底殼振動性能[2];一種是試驗分析技術， 吳文江等運用試驗技術解決了某 CVT 車型在 D 檔緩油門加速工況下發動機轉速在3600RPM 附近時車內出現共鳴音的問題[3]。兩種技術相輔相成，互為補充。在汽車市場飛速發展的今天，運用到汽車研發上的試驗技術和試驗標準也得到了大力的發展，并日臻完善。噪聲測量是噪聲評價、噪聲控制方法和控制技術措施制定及其控制效果檢測等一系列工作的基礎[4]。噪聲的特性更能反映出整車的車內NVH水平的好壞，深入透析車內噪聲的特性，找出導致NVH問題的影響因素，制定相應的措施加以降低或消除。

LMS振動噪聲數據采集分析系統的組成：安裝有LMS測試軟件的筆記本電腦一臺、測試前端一臺、噪聲傳感器1支、噪聲信號線1條、轉速信號傳感器1支、轉速信號線1條、網線1條。運用該數據采集分析系統，對該車輛在檔滑行時的車內噪聲數據樣本進行收集，如圖1所示。

從圖1可以看出車內噪聲約在4s和15s時，車內出現較大的共鳴音。由于共鳴音的出現，車內乘坐舒適性極大的降低，必須查明原因加以控制。

2 原因分析

2.1 轟鳴音產生的機理

汽車座艙是一個封閉的、充滿空氣的空間。空氣會在封閉的座艙內形成許多振動模態，當封閉的座艙受到外界激勵時，就會產生體積上不斷的變化，與座艙內的空氣聲腔模態產生耦合作用。這種耦合的模態在外界激勵的作用下，就會在座艙內產生很高的壓力脈動，引起人耳的不適，甚至會出現頭暈、惡心等癥狀，這種現象被稱為轟鳴聲（booming）。可見，共鳴聲是在外界激勵源的作用下，經過一些路徑傳遞到車身，使車身鈑金產生振動，并與座艙的聲腔模態耦合而產生的結果。因此，要解決轟鳴噪聲問題：首先要找到激勵源，以確定激起聲腔模態的頻率;其次，找到傳遞路徑，以確定激勵通過什么途徑進行傳遞。

2.2 車內轟鳴音原因分析

車輛從4200RPM帶檔滑行至1500RPM左右，具體如圖2所示，當發動機轉速為2300RPM左右和3500RPM左右，在座艙內出現兩次較大的轟鳴音，轟鳴音的頻率大約為77Hz和117Hz。圖3為座艙內噪聲的彩圖，從彩圖上可以看出，該車帶檔滑行時，車內的噪聲主要為發動機的二階發火頻率。可以確定，動力總成的激勵，是車內產生較大轟鳴音的原因。

2.3 原因分析

2.3.1 動力總成激勵的傳遞路徑

由于該MPV為后驅車型，車身為承載式車身，動力總成的激勵通過以下三個途徑傳遞給座艙：

（1）動力總成的激勵，通過動力總成的懸置傳遞到車架引起車身的共振，而引起座艙的轟鳴。

（2）動力總成的激勵，通過傳動軸傳遞到傳動軸的中間支撐，然后再傳遞到車身，從而引起座艙的轟鳴。

（3）動力總成的激勵，通過傳動軸傳遞到后橋，然后再通過板簧傳遞到車身，從而引起座艙的轟鳴。

引起座艙轟鳴音的傳遞路徑可用圖4進行簡單的、清晰的表示。

2.3.2 模態試驗分析

對2.3.1所述的路徑中的關鍵件進行模態試驗分析。首先，在整車上對傳動軸進行約束模態測試分析，傳動軸的模態如表1所列，從表中可以看出，傳動軸的模態頻率與激勵頻率并沒有重疊或相近，傳動軸不會產生共振。因而，座艙內共鳴音的產生，不是傳動軸的激勵引起的。

其次，在整車上對后橋殼體進行約束模態試驗分析，具體的分析結果如表2所列，由于共鳴音的頻率大約為77Hz和117Hz，因而后橋激勵也不是引起座艙共鳴的原因。

從這模態的分析結果可以看出，傳動軸的模態頻率、后橋殼體的模態頻率與共鳴音的頻率相差較多，因此，后橋的振動不會引起座艙產生共鳴。

因而，第三條路徑不是把激勵傳遞到車身致使產生座艙共鳴音的傳遞路徑。

2.3.3 傳動軸中間支撐的振動試驗分析

在傳動的中間支撐上布置一個三向加速度計，在相同的工況下測試由于傳動軸的激勵導致其中間支撐的振動情況。具體測試分析情況如圖5所示，傳動軸的z向振動加速度最大，X向的振動加速度次之。而且傳動軸的中間支撐三個方向的振動加速度，在2300RPM左右和3500RPM左右并沒有出現較大的波動，因而，傳動軸中間支撐的振動，并不是導致駕駛室在滑行時出現共鳴的原因。

2.3.4 動力總成懸置的隔振試驗分析

由于2.3.2中已經把第二條路徑和第三條路徑排除了，可能致使座艙產生共鳴音的路徑只有第一條路徑。在上述設備的基礎上再增加6個三向振動加速計，對動力總成的懸置隔振效果進行測試和分析，測試和分析的結果如圖6至圖8所示。

圖6為右懸置的振動與發動機轉速之間的關系圖，從圖中可以看出，右懸置三個方向減振效果比較好，三個方向的被動端振動加速度與其相對應的主動段振動加速度之間的比值一般小于，但是右懸置的被動端的懸置支架X向和Z向在2300RPM有共振現象。

圖7為左懸置振動情況與發動機轉速的關系，圖中顯示其Z向的減振效果要好于其他兩個方向。其Y向的減振最差，在3800RPM以下基本沒有減振效果。X向的減振效果較Y向好，但是被動端和主動端的振動加速度之比遠大于，不能夠滿足懸置的減振要求，并且被動端的懸置支架X向在3500RPM左右存在共振現象。

圖8為后懸置振動情況與發動機轉速的關系，圖中表明Y方向和Z方向的減振效果好。而X方向的減振效果較差，滿足不了設計要求，并且被動端以2800RPM為中心的一個較大的轉速帶存在較大的振動，后懸置支架產生共振。后懸置Z向雖然減振效果較好，但是在2300RPM左右后懸置被動端支架存在共振現象。

其中圖6至圖8中，粗實線—懸置主動端振動加速度，細虛線—懸置被動端振動加速度。

3 方案驗證

實施的措施主要有：

（1）對左懸置、后懸置的剛度進行了優化，降低了剛度提升減振效果;

（2）提高右懸置、左懸置以及后懸置等懸置的被動端的模態參數值。

對實施這些措施后的整車在3檔滑行時的座艙內噪聲進行收集和分析，具體如圖9所示。從圖中可以看出，方案實施后，2300RPM左右和3500RPM左右車內的轟鳴音改善較為明顯。

其中，實線—為原狀態車內噪聲;虛線-方案實施后車內噪聲。

4 小結

通過試驗技術的測試和分析，找到了引起該車在滑行時在2300RPM左右和3500RPM左右車內產生轟鳴音的原因：

（1）右懸置被動端支架存在共振;

（2）左懸置的減振效果差，在3800RPM以下沒有減振效果，被動端支架存在共振現象;

（3）后懸置的X向減振效果較差，滿足不了設計要求;并且被動端支架在2300RPM存在Z向共振，在2800RPM左右存在X向的共振。

為了控制車輛在滑行時的轟鳴音的產生，優化傳遞路徑中的影響因素，對懸置剛度和被動端懸置支架模態進行了優化。通過驗證2300RPM左右和3500RPM左右的車內轟鳴音得到了顯著的改善。

參考文獻：

[1]胡小舟，林建平，胡巧聲等.基于模態應變能及靈敏度分析白車身模態分析[J].機械科學與技術，2015，34（09）：1415-1418.

[2]劉建華，劉芳，陶麗芳，田入園，楊左文等.基于有限元的某發動機油底殼的NVH優化分析[J].內燃機，2019年4月第二期：17-21.

[3]吳文江 ，董紅濤，劉佳.某車型轟鳴問題實驗控制方法研究[J].測試試驗，2019年第6期：120-123.

[4]吳勝舉，張明鐸.聲學測量原理與方法[M].科學出版社，2018年1月第六次印刷：81-138.

作者簡介：張永利（1974-），男，安徽蚌埠人，碩士研究生，高級工程師，主要從事整車及零部件的振動、噪聲及聲品質的控制與研究。