車內加速粗糙聲分析與控制

蔣豐鑫 龔 兵 胡軍峰 鄧曉龍

（寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

隨著國內汽車工業的發展，汽車的品質得到了大幅提升，汽車NVH 性能作為評價車輛品質的指標之一，也取得了很大進步。車內聲壓級和異響控制已逐步被聲品質開發所取代。車內聲品質作為NVH 重要評價指標，在汽車行業中越來越受到關注。加速工況作為最常用的工況之一，加速聲品質的好壞尤為重要，甚至某種程度上決定著消費者對產品品質的評價，因此，研究如何改善車內加速聲品質具有重要意義。

在車內聲品質方面，國外學者做了較多研究和探索工作。Wang S 等[1]研究了動力總成的加速聲品質，重點分析了飛輪彎曲剛度的影響。Ishimitsu S 等[2]提出了一種基于ANC 的主動聲品質控制方法，對發動機聲品質進行了研究。Mutalik K 等[3]以小型柴油機車為對象，研究了聲品質等級評價方法。Jung I 等[4]提出了一種ESEV 技術，根據發動機振動信號，利用車載音響系統，在車內增加特定的發動機聲音，以改善車內聲品質。與國外相比，國內在車內聲品質研究方面起步更晚，涵蓋面相對更窄。其中研究較多的領域有汽車關門聲品質[5]，聲品質的主動控制[6]，車內聲品質的分析、評價和預測[7-9]等。對加速粗糙聲引起的車內聲品質問題還研究較少，值得關注。

本文針對某車型加速粗糙聲問題進行了分析與優化。利用工況傳遞路徑方法，對整車狀態下車內加速粗糙聲的主要貢獻路徑進行了識別。再從主要貢獻路徑出發，對問題路徑和激勵源進行深入分析，找到了發動機本體和懸置路徑兩個方面的原因。制定優化方案，進行試驗驗證，有效降低了車內加速粗糙聲，為分析和控制類似聲品質問題提供了參考。

1 車內加速粗糙聲

本文研究的車型在樣車開發的初期，在部分油門加速過程中，無論是采用手動模式M 檔，還是自動模式D 檔，車內均能識別到較為明顯的粗糙聲，對車內加速聲品質影響較大，極易引起抱怨。M2 檔和D檔30%油門加速車內噪聲數據如圖1 所示，回放確認車內粗糙聲頻率主要有兩個，第一個300～400 Hz頻段，第二個460～560 Hz 頻段。從圖1 可見，車內噪聲在這兩個頻段共振特征較明顯，有許多階次穿過，階次噪聲在這兩個區域內被放大，同一時刻各階次噪聲之間頻率接近，相互之間容易發生調制，產生較強的粗糙感。

圖1 30%油門加速車內噪聲

加速粗糙聲的激勵來源于發動機，發動機受爆發壓力和往復慣性力作用會產生與點火頻率相關的主階次。除了主階次外，發動機還存在較多的半階次，這些半階次主要受發動機各缸燃燒差異、曲軸剛度和軸承座間隙等因素影響。無論是主階次，還是半階次都不會選擇性地在某個頻率下明顯，除非在階次激勵作用下，存在結構共振。這個結構共振有可能來源于激勵源，如發動機，也有可能來源于傳遞路徑。無論是激勵源還是傳遞路徑，放大的振動響應最終都會通過路徑進入車內，引起車內特定頻段的階次噪聲明顯，調制產生具有粗糙感的聲音，影響車內加速聲品質。

尋求車內加速粗糙聲的原因，可以從車內問題頻段的噪聲出發，進行整車狀態傳遞路徑分析，再從識別出的主要貢獻路徑到關聯激勵源進行逐一排查分析，通過驗證鎖定原因，制定對應的優化改進方案。考慮到該車型匹配的是自動變速器，D 擋為最常用擋位，本文將以D 擋30%油門為例，按以上思路進行分析研究。

2 傳遞路徑分析

利用工況傳遞路徑分析（Operational Transfer Path Analysis，OTPA）方法進行整車傳遞路徑分析。認為系統是線性的，車內響應是系統多條路徑貢獻量的線性疊加[10]。

在對路徑響應信號矩陣進行奇異值分解時實現了主分量分解，在得到的特征值中，認為較小部分為干擾信號，在計算過程中需要舍棄。

在進行工況傳遞路徑分析時，需要根據被研究車輛的具體情況，合理選取結構路徑和空氣路徑，做到主要路徑不重復不丟失。本文在對該車型進行工況傳遞路徑分析時，結合以往經驗和該車型的情況，選取的結構路徑包括右懸置、左懸置、左后懸、右后懸、左半軸、右半軸、空調管路、暖風水管和第一排氣吊耳。對于空氣聲，主要考慮動力總成本體輻射噪聲的影響。在進行工況數據采集時，工況數據測試步數建議大于三倍的路徑通道數，振動測點應布置于結構路徑車身側，比如懸置被動側，噪聲測點布置于機艙內發動機、變速器和發變近場以及車內。

利用實測工況數據進行計算，求解各路徑到車內噪聲的傳遞特性函數，再進行路徑貢獻量計算。根據實際情況搭建OTPA 路徑傳遞模型，如圖2 所示，對同一振動傳感器各方向結果進行合并計算，將機艙貢獻的噪聲近似作為總的空氣聲，將各結構路徑貢獻的噪聲合并為結構聲，將空氣聲和結構聲疊加得到總的車內噪聲。

圖2 OTPA 路徑傳遞模型

利用圖2 所示模型計算實際工況下的車內噪聲貢獻量。為了直觀顯示主要路徑貢獻量，利用柱狀圖表示，其中兩個粗糙聲頻段各路徑的貢獻大小如圖3和4 所示。

圖3 300～400 Hz 各路徑貢獻大小

從圖3 和圖4 貢獻量結果可見，右懸置為300～400 Hz 頻段主要貢獻路徑，左懸置為460～560 Hz 頻段主要貢獻路徑。為了降低車內加速粗糙聲，改善車內聲品質，需要從主要貢獻路徑出發進行原因分析，再針對性地進行優化改進。

圖4 460～560 Hz 各路徑貢獻大小

3 問題分析與優化驗證

3.1 300～400 Hz 問題分析與優化

通過上文工況傳遞路徑分析，已經識別出車內300～400 Hz 粗糙聲主要的貢獻路徑為右懸置，即發動機懸置。具體原因可能有三種情況，一是右懸置被動側存在300～400 Hz 結構模態；二是右懸置主動側在該頻段存在結構模態；三是發動機本體在該頻段存在共振激勵。為了弄清楚具體原因可從右懸置振動出發做進一步分析，圖5 所示為右懸置被動側和主動側振動數據。

圖5 右懸置振動

從上圖可以發現，在300～400 Hz 頻段，右懸置主被動側均存在共振特征。從該車型右懸置支架開發過程可知，右懸置主動側和被動側支架均不存在500 Hz 以內的結構模態。因此右懸置300～400 Hz 振動特征不是右懸置本身共振產生的，只可能來自于發動機的振動傳遞，發動機本體在300～400 Hz 存在較明顯的振動激勵。根據經驗，發動機軸系的可能性最大，發動機曲軸一階扭振頻率和曲軸某些結構模態頻率一般會落在該頻率區間。

整車狀態發動機曲軸扭振可以通過光電編碼器測得，曲軸本身的振動無法直接測量，可能通過軸承座的振動間接反映曲軸的振動情況。為了對此問題有個清晰的認識，進行整車狀態曲軸扭振和發動機主軸承座振動測試。考慮到發動機內部空間限制，根據實際情況將加速度傳感器布置于五個軸承座附近，如圖6 所示，相關實測結果見圖7。

圖6 各主軸承座振動測點

圖7 曲軸扭振與各主軸承座振動

從圖7 可見，曲軸一階扭振頻率在300～400 Hz，與主軸承座振動、右懸置振動和車內噪聲完全對應。發動機第一主軸承座300～400 Hz 振動最明顯，且從第一到第五主軸承座，振動大小有遞減的趨勢，這與曲軸一階扭振表現出來的特征較為對應。以上結果表明，曲軸一階扭振很有可能是引起300～400 Hz 粗糙聲的原因。考慮到該曲軸在300～400 Hz 還存在351 Hz 和358 Hz 兩階結構模態，如圖8 所示，還需要區分扭振是主要影響因素，還是結構模態。

圖8 曲軸300～400 Hz 結構模態CAE 分析結果

為了明確曲軸扭振和結構模態誰是引起車內300～400 Hz 粗糙聲的主要原因，需要設計一個變量驗證試驗，改變其中一個的頻率，看振動和噪聲頻率的跟隨變化情況。工程中最易實現的就是改變扭振，改變扭振最簡單的辦法就是將扭轉減振器（Torsional Vibration Damper，TVD）的Hub 和Ring 焊在一起，如圖9 所示。這樣TVD 就失去了作為減振器的作用，相當于一個鋼輪，能顯著提高曲軸系統一階扭振頻率。由于未改變曲軸系統本身的剛度和質量，曲軸的結構模態幾乎不改變，這樣就能很好地區分二者的影響。

圖9 焊接TVD

焊接TVD 測試結果如圖10 和11 所示，圖10為扭振測試結果，圖11a 為第一主軸承座振動測試結果，圖11b 為車內噪聲測試結果。

圖10 焊接TVD 曲軸扭振

圖11 焊接TVD 噪聲振動測試結果

從圖10 可見，更換焊接TVD 后，TVD 失去了減振效果，曲軸一階扭振頻率提高到了400～500 Hz，扭振幅值變大。從圖11 可見，隨著曲軸扭振頻率和大小的變化，發動機第一主軸承座振動和車內粗糙聲頻率和大小也隨之變化，說明車內該頻段粗糙聲主要受曲軸一階扭振的影響。因此，為了改善車內300～400 Hz 粗糙聲，需要對曲軸一階扭振進行優化。降低曲軸一階扭振幅值，同時不惡化二階扭振振幅大小，以達到降低300～400 Hz 粗糙聲，又不惡化其他頻率粗糙聲的目的。控制扭振最直接的方法就是優化TVD，通過將TVD Ring 慣量適當加大，頻率適當降低，可達到有效降低一階扭振，控制二階扭振不惡化的目的，優化后的TVD 扭振和車內噪聲測試結果如圖12 所示。

圖12 優化TVD 扭振與車內噪聲

對比圖12a 和圖7a 扭振測試結果，可以發現，TVD 優化后一階扭振幅值降低較明顯，頻率略有前移。對比圖12b 與圖1b 車內噪聲測試結果，可以發現，300～400 Hz 階次噪聲減小。實車評價，車內粗糙感改善，加速聲品質提升。

3.2 460～560 Hz 問題分析與優化

從上文分析可知，左懸置為460～560 Hz 粗糙聲主要貢獻路徑。為了弄清具體原因，對左懸置主被動側振動進行測試分析，實測振動結果如圖13 所示。

圖13 左懸置振動

左懸置主動側和被動側振動在510 Hz 附近均存在明顯的共振帶，而且共振特征對應，這與右懸置振動結果相似。從該車型左懸置支架開發過程可知，左懸置主動側在510 Hz 附近存在結構模態。圖14 紅線所示為左懸主動側支架的實測頻響結果，在510 Hz附近存在明顯的響應峰值。因此，要解決車內460～560 Hz 粗糙聲，需要降低左懸置主動側支架該頻段的共振響應，工程上最常用的方法有兩種，一是通過結構優化提高左懸置主動側支架的動剛度，二是增加對應頻率的吸振器（damper）。

圖14 左懸主動側支架頻響測試結果

要顯著提高左懸主動側支架動剛度，除了對支架本身結構進行優化外，還涉及到對變速殼體和支架安裝點的更改，付出的代價較大，因此考慮直接加裝510 Hz 頻率附近的damper 進行效果驗證。在左懸主動側加damper，如圖15 所示，damper 頻率528 Hz，質量約500 g。加damper 后再次進行頻響測試，結果見圖14 綠線，圖16 為對應狀態車內噪聲。

圖15 左懸主動側支架加damper

圖16 左懸加damper 后的車內噪聲

從圖14 可見，左懸置主動側加damper 后，510 Hz 附近振動峰值明顯減低。從圖16 可見，對應車內460～560 Hz 噪聲大小得到較明顯衰減，階次噪聲降低。通過TVD 優化和左懸置增加damper，車內300～400 Hz 和460～560 Hz 加速粗糙聲改善較明顯，達到可接受水平，車內加速聲品質得到有效提升。

4 結論

1）300～400 Hz 和460～560 Hz 為車內加速粗糙主要頻段。利用OTPA 方法進行整車狀態工況傳遞路徑分析，識別出了車內300～400 Hz 頻段噪聲主要貢獻路徑為右懸置，460～560 Hz 頻段噪聲主要貢獻路徑為左懸置。

2）從主要貢獻路徑出發，對路徑和激勵源逐一進行分析，找到了兩個頻段粗糙聲產生的主要原因。車內300～400 Hz 粗糙聲主要受曲軸一階扭振影響，460～560 Hz 粗糙聲為左懸置主動側支架共振放大導致。

3）根據引起車內兩個頻段粗糙聲的原因，進行針對性的優化。通過TVD 優化，降低曲軸一階扭振幅值，改善了車內300～400 Hz 粗糙聲。通過左懸置主動側支架加damper，消除了左懸置主動側支架510 Hz 附近振動響應峰值，使車內460～560 Hz 粗糙聲得到較明顯降低，改善了車內加速聲品質。