某MPV型車路噪轟鳴問題排查及優化

方苗苗，李云，郭林，劉學文

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545000）

0 引言

隨著我國城鎮化的逐步推進，國內汽車保有量逐年攀升，關注車內NVH噪音問題的消費者也逐漸增多。盡管在整車開發階段對NVH各項指標層層把控，但是在實車調校節點難免仍存在新增問題點，受路面激勵引發的低頻轟鳴音就是其中之一。對于這種在實車調校環節暴露出的路噪低頻轟鳴問題點，一般是在傳遞路徑是進行控制優化。譬如優化懸架結構以衰減激勵力達到控制其振動傳遞[1]，以及改變車身結構模態，規避聲固耦合[2]等。但在實際工程應用上，受整車開發節點、整車成本積壓等一系列因素的影響，較難對車身結構進行大面積優化設計及重新開模?；诖饲樾危鶗紤]加強板壁結構[3]以及配備動力吸振器等措施以解決路噪低頻轟鳴問題。

針對某前置前驅MPV車型在NVH實車開發調試間，在勻速工況下存在車內后排低頻轟鳴噪聲，實車不可接受類問題，經整車NVH團隊對整車關鍵系統NVH開展排查測試，運用模態測試及關鍵系統驗證，鎖定路面激勵尾門模態共振、頂棚前橫梁與前風擋局部模態共振是造成此類問題的主因。結合模態分析，識別出共振頻率，通過采取頂棚前橫梁處加質量及裝配吸振器調試優化。對優化前/后車內后排噪音進行了對比測試，該低頻轟鳴問題得到有效改善。此類問題分析與改進優化方案，可為工程應用提供理論與試驗依據。

1 模態分析理論

對于質點系而言，在質點運動的任一時刻，約束力、主動力與慣性力構成平衡力系，這就是達朗貝爾原理[4]。衍生到多個有限自由度的線彈性系統可有以下動平衡公式[5]：

將該時域方程通過傅里葉變換轉化為頻域方程：

其中，[M]、[C]、[K]分別表示系統的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣分別表示系統的加速度、速度及位移向量，（fx）表示系統所受激勵向量，[Φ]、{q}分別表示模態的矩陣和坐標。

式（2）的特征方程為：

一般對鈑金結構分析，可忽略阻尼效果。故可由式（3）求解出模態結果ω，代入頻域方程（2）可得出系統的模態振型。

而系統結構響應點l與激振點p之間的頻響函數為[6]：

式中，Ker表示系統結構的等效剛度，εγ表示第r階模態阻尼比表示第r階模態頻率。

當激振頻率近似接近于系統的固有頻率時，系統會產生共振并伴有振動噪音存在，此時系統的共振形態就是固有模態振型。

2 試驗排查分析與優化

2.1 試驗現象測試

勻速工況下，主觀評價團隊在對樣車進行共鳴共振指標評價時發現車后排存在明顯的低頻壓耳轟鳴。通過采集該工況下的NVH客觀測試數據（圖1），發現除了正常發動機2階正常峰值外，樣車后排噪聲在30～50 Hz頻段振動峰值較大，與主觀評價指摘相吻合，評估問題點來源于車身部件。開展車身部件進行頻響函數測試數據采集（圖2），在30～50 Hz區間內存在模態共振風險的部件有背門、頂棚橫梁、右側圍。

圖1 勻速工況噪聲振動測試曲線

圖2 車身部件頻響函數測試曲線

2.2 分析與驗證

結合模態分析理論，從整車狀態背門模態測試結果來看（圖3），背門在36 Hz存在一個類似一階彎曲模態振型的模態，懷疑是由背門模態共振引起所致。為進一步驗證猜想，開展了4種不同測試狀態方案進行車身部件振動擾動驗證，方案及測試結果見表1。

圖3 背門模態試驗結果

表1 車身部件擾動驗證

基于以上驗證可知，車內低頻36 Hz噪聲峰值主要是由背門模態被路面低頻段的寬頻激勵（通常為20～100 Hz）[6]，通過背門與車身的連接，促使激勵頻率與背門整體一階彎曲扭模態強耦合，導致其模態振型共振，噪聲被進一步放大所致，同理，車內42 Hz噪聲峰值主要是由頂棚前橫梁與前風擋模態共振引起。綜合成本及開發節點考慮，從降低背門、頂棚前橫梁處響應入手，在背門內側配置36 Hz的動態吸振器以改善背門共振引起的低頻噪聲，在頂棚前橫梁與前風擋搭接處增加質量（圖8）以改善頂棚前橫梁與前風擋之間因模態共振引起的低頻噪聲。

圖8 頂棚前橫梁加質量

2.3 吸振器設計

搭載動力吸振器可改變原系統的動態特性，當主系統受激勵力作用時，主系統的原有共振點轉化成搭載動力吸振器后新系統的反共振點，將系統響應的單峰優化為兩個較小峰值，達到降低某頻率振動之用而在工程上得到廣泛應用。

在不考慮主振動阻尼的條件下，共振結構附上帶有阻尼的吸振器形成單自由度系統，力學模型如圖9所示。

圖4 方案1對比測試曲線

圖5 方案2對比測試曲線

圖6 方案3對比測試曲線

圖7 方案4對比測試曲線

圖9 主振動系統附上吸振器簡圖

其中，m1、m2分別為主振動系統和吸振器的質量，x1、x2分別為主振動系統的位移和吸振器的響應位移，k1、k2分別為主振動系統、吸振器的剛度，f為主振動系統的固有頻率。

一般來說，帶阻尼的吸振器質量比μ越大系統的減震效果越好，但受空間布置及成本所限，較難實現大尺寸吸振器布置。針對背門而言，通常選取m=（0.1～0.167）M。本案例選取吸振器質量m為1 kg，質量比μ為0.1，最終布置位置如圖10所示。

圖10 吸振器布置圖示

借助于最佳協調比可計算出吸振器的固有頻率fa、剛度k及黏性阻尼ηa[7]：

3 改善措施驗證

將所設計的吸振器安裝到背門并在頂蓋前橫梁處增加質量塊，在同一工況下對比原狀態進行效果驗證，結果如圖11所示。可看出車內低頻36 Hz、42 Hz噪聲峰值有所改善，基于實際測試和對比分析顯示相關頻率下噪聲峰值降低了5～6 dB（A），主觀評價可接受。

圖11 勻速車內噪聲對比測試曲線

4 結語

背門路噪轟鳴問題較多是因背門系統模態耦合而產生[8]。解決此類模態耦合的方案，往往是圍繞著調整其剛度、質量以及阻尼等因素以達到避開共振區的作用。在此案例中，路面激勵起背門模態，致使背門模態振型共振，加之頂棚前橫梁與前風擋模態也存在共振，使得車內后排噪音被進一步放大，產生低頻轟鳴音。因此在相關車型設計時，需更多地考慮模態避頻，避免后續出現類似轟鳴噪音問題以免影響車內感知。