某SUV 车内低频轰鸣声问题分析与优化
摘 要：以某车型车内轰鸣声为例，分别从激励源、响应点和传递路径3 个角度进行分析，得出轰鸣声由传动系统扭振激励，通过车身与尾门的连接，使激励频率与尾门内板呼吸模态强耦合. 最终通过优化尾门与车身的连接，对尾门板件加槽钢，内外板间增加支撑螺栓，改善了车内低频轰鸣声. 为快速解决汽车车内低频轰鸣声问题提供一种新思路.车辆噪声、振动与声振粗糙度（Noise、Vibration、Harshness）即NVH 在驾乘舒适性中成为关键的竞争焦点，各大汽车生产商及相关零部件供应商均加大对NVH 的研发. 汽车噪声包括发动机噪声、风噪、子系统异响等，而轰鸣声是经常出现的问题之一. 车内的低频轰鸣声会给驾乘者带来主观上明显的压耳感， 从而引起焦躁不安的情绪甚至头晕恶心的身体反应。国外对于振动噪声问题的关注相对较早.1966 年，Gladwell 等[1]首次将有限元运用于噪声问题的计算.2002 年，Lee 等[2]搭建了车架-发动机系统的有限元模型，最终优化悬架刚度等参数，使发动机传递到车身的激励明显减小，有效降低了车内低频噪声.Jalili[3]使用半主动控制方法成功减低了低频噪声.2011 年，Shung 等[4]将车身结构与声腔有限元模型进行耦合，研究了路面和传动系统的激励，计算了声压峰值的模态参与因子后，针对性的对模型进行了优化. 在针对汽车噪声优化方法中，主要有两种，一是对车身表面进行阻尼处理，二是直接改进车板件结构，两种方法均在工程中得到了广泛的应用. 在国内，吉利大学赵荣宝等[5]较早地对车内噪声进行了研究，他们概括了声-固耦合的理论方法，指出添加吸声材料对降低低频噪声的效果不理想，主要是由于车内主要噪声为车身结构振动向车内辐射的低频噪声. 重庆大学施磊[6]使用理论与试验相结合的方法对噪声问题进行了深入研究，求出了声-固耦合模型在发动机、路面、传动系统等激励下的声学响应，通过分析，有针对性地对车身结构进行优化. 江苏大学吴桢等[7]分析发现顶棚是引起噪声的主要板件，对顶棚加阻尼达到了降低噪声的目的。现有的研究中，主要是基于仿真来进行噪声问题的排查和解决，基于试验、系统性且快速查找到引起噪声因素的研究较少. 针对车内噪声问题，通过系统性分析，均能解决振动噪声问题. 车内加速低频轰鸣声是整车NVH 性能的一个重要评价指标[8]. 本文对某自主SUV 在开发过程中出现的加速轰鸣声过大问题进行了详细的试验与分析，按照激励源、响应分析、传递路径分析思路进行了问题的排查确认，对噪声问题进行系统性分析，提高了效率.车辆乘坐室的壁板筋是由钢板冲压焊接而成，具有自身结构的振动模态. 空气作为弹性体在乘坐室封闭的空腔体内会形成许多振动模态和声腔模态. 当腔体内的空气受到压缩时，会发生体积变化，与乘坐室壁板的结构振动在低频范围内有很强的耦合作用. 这种低频的耦合模态在激励力下如果响应很大，便会在车内产生很高的压力脉动，引起驾乘人员的不舒适感，这种现象被称为轰鸣声（booming）[9]. 轰鸣声为低频噪声，按照激励种类可分为：动力总成产生的轰鸣声，主要集中在25~200 Hz，对于常用的直列四缸四冲程发动机，主要由发动机二阶不平衡量引起车身结构振动与腔体模态耦合产生的[10]. 路面行驶轰鸣声，频率范围为30~50 Hz，由轮胎径向刚度变化、偏心以及路面冲击产生. 排气系统轰鸣声，由排气管道中不稳定的气流对管道产生冲击引发排气系统共振产生.轰鸣声产生的因素有：激励源、乘坐室壁板结构振动辐射噪声以及车内空腔声腔模态与车身壁板振动模态耦合[11]. 一般，车内低频噪声主要是由于车身板件振动向车内辐射的结构噪声，传递路径主要是车身板件等固体板件；因此，对低频段噪声的控制，可以对汽车板件振动进行针对性控制，从而有效控制车内的低频噪声[12-13]. 尾门轰鸣声的产生，主要由于其模态被激起导致. 当尾门相邻模态较接近或者激励源频率及别的子系统频率与尾门模态频率相近时，尾门模态就较容易被激励起来，使其产生共振，进而产生辐射噪声[14].对尾门NVH 问题的查找，一般可通过增加质量、阻尼及尾门板件刚度前后的噪声振动数据来对比验证， 由在任意坐标下的响应式（9）可知，要使尾门模态解耦，可以从尾门刚度、质量和阻尼入手.1）增加刚度：在尾门内侧增加板金或者支撑梁，使其模态增加；2）增加阻尼：在尾门模态振动峰值的板金处增加阻尼，使其共振峰值减低，衰减其振动响应；3）增加动力吸振器：动力吸振器的频率与尾门模态频率相近，使其振动峰值由一个较大峰值变成两个较小峰值，从而减低尾门产生的噪声；4）增加质量：在尾门关键位置上增加质量，有利于尾门模态的降低.上述4 种方法可以综合运用，更加利于尾门问题的排查及尾门的优化.某 SUV（Sport Utility Vehicle）车型在 3 档全油门工况加速至 1 150 r/min 附近时，驾驶员内耳数据如图1 所示. 车内产生明显的低频轰鸣声，从而使驾乘人员产生头晕恶心等感觉，主观上无法接受。如前文所述，该低频轰鸣声问题主要从激励源、传递路径、响应3 个角度进行分析。汽车轰鸣声激励源主要包括动力传动系统和路面-轮胎激励[16]. 对于动力系统的排查，可通过排查进排气及监控悬置系统振动数据确认；传动系统、路面及轮胎的激励，需监控悬架系统振动数据。因进排气系统直接与发动机相连，分别对断开排气吊耳和进气安装点、屏蔽尾管噪声、屏蔽进气口噪声进行验证，发现进气、排气系统对该峰值影响不大，说明激励源不在进排气系统上。2）悬置及轮心排查动力系统和路面与轮胎激励主要是通过悬置及轮心悬架传递到车内， 现对悬置及轮心进行排查。在对悬置及轮心进行排查的过程中，发现左、右、后悬置被动侧在1 150 r/min 附近都存在峰值，但是悬置主动侧却没有峰值，说明该峰值与悬置无关，如图2 所示. 而左前轮心和右前轮心振动数据在转速为1 150 r/min 附近均存在峰值，且与发动机2 阶次相关，故排除路面-轮胎激励，如图3 和图4 所示，由此确认轰鸣声激励源为传动系统扭振激励。在车内前排布置麦克风，工况为三档全油门工况进行原始数据采集分析，得出转速在1 150 r/min 附近产生的噪声峰值为发动机2 阶引起，测试结果如图1 所示. 根据旋转机构转速与频率关系： 式中：f——发动机 k 阶振动频率，n——发动机的转速，k——振动阶次数（通常取2，4，6，…）. 由式（10）得出对应的频率为38.3 Hz。参考同一平台的项目车型，车身板件模态频率范围在34~50 Hz 之间，故对车身板件进行模态测试， 结果发现尾门内板呼吸模态频率为 38.6 Hz，如图 5 所示. 而后综合排查白车身的各个模态发现，在42.6 Hz 处尾门框产生菱形变形模态，如图6 所示。两者模态频率相差较近，依据项目经验，存在共振的风险。由于该车型车内声腔模态频率大于50 Hz，故排除车内声腔模态与尾门模态声固耦合产生共振而发出的噪声. 所以车声响应点为尾门内板，初步分析认为尾门内板呼吸模态与传动系统扭振激励模态耦合，而尾门内板呼吸模态频率38.6 Hz 与尾门框菱形变形模态频率42.6 Hz 相差较近，有耦合的可能，使尾门响应被进一步放大，进而产生辐射噪声。由于尾门是通过有铰链与车身连接，并通过弹性缓冲块及门锁固定在车身上，限制其位移，故其传递路径经过铰链、缓冲块及门锁处.现分别对尾门铰链安装点、限位块以及锁扣安装点振动进行监控，通过监控对比三处的振动大小， 可确认主要的传递路径. 测试结果如图7 所示，锁扣及限位块安装点在转速为1 150 r/min 附近存在较大的振动峰值。为确保传递路径的准确性，需对车内噪声进行进一步确定认证. 分别拆除锁扣及限位块验证其对车内噪声的影响，发现拆除锁扣或限位块后，车内噪声峰值在1 150 r/min 时都有明显下降，如图8 所示，从而确认尾门锁扣及限位块为主要传递路径。由于尾门框结构数据已经锁定，更改成本较高，现主要从尾门响应点角度进行确认及优化. 为准确确认响应点问题，需快速改变尾门模态来确认认证. 因需快速确认响应点问题，对尾门板件响应较大的地方加质量块进行快速验证，效果如图9 和图10 所示. 通过对比测试数据，得出如下结论：加2 个质量块（每个质量块重3.75 kg）基本可以消除该峰值。由图10 结果验证该车产生的低频轰鸣声为尾门内板模态在问题车速下激烈振动而产生的辐射噪声。综上，通过对低频轰鸣声在激烈源、响应点分析和传递路径分析得出：该低频轰鸣声由传动系统扭振激励，通过轮心悬架系统传递到车身，再由车身通过锁扣和限位块传递给尾门，使传动系统扭振激励频率38.3 Hz 与尾门内板呼吸模态频率38.6 Hz 耦合，使尾门产生激烈振动，进而产生辐射噪声，即低频轰鸣声。结合项目经验及工程实际，考虑到后期更改激励源即传动系统一般比较棘手，故主要从传递路径和响应点两方面进行考虑. 针对传递路径的优化，优化方案为通过调软限位块及橡胶块来降低传递到尾门上的激励力；针对尾门响应，由前文所述，改进方向有：增加质量、刚度或动力吸振器. 综合考虑成本、轻量化和方案实施难易程度，首选方案为在尾门呼吸模态响应处增加槽钢以及内外板间增加支撑螺栓以增加尾门刚度，降低尾门的响应，同时也增大尾门模态频率值. 为快速确认方案的可行性，对尾门加槽钢前后状态用HyperWorks 软件进行仿真分析，结果如图11、图12 所示，由原状态尾门实验模态频率38.6 Hz 与仿真模态频率40.41 Hz 对比相差在5% 以内，说明模型搭建的准确性；由表1 得出，通过优化方案，尾门内板呼吸模态频率可提高到44.25 Hz，与激励源扭振模态频率38.3 Hz 实现解耦.紧接着进行实车验证，通过在尾门玻璃下侧内板焊一条尾门内板轮廓贴合的槽钢，并且在内外板间增加两支撑螺栓，提高尾门刚度和模态，降低尾门的响应. 由模态仿真分析得出，尾门加槽钢后，尾门模态频率增加了3.84 Hz，说明优化措施即模态的增加主要由尾门刚度提高引起，如图13 所示。由图14 可以看出，优化后的方案相比于原状态，在发动机转速为1 150 r/min 附近，车内总声压级改善了4 dB（A），发动机2 阶次改善了5.5 dB（A），优化效果显著，方案可行，低频轰鸣声主观上可接受，由此可以确认该低频轰鸣声为激励频率与尾门内板呼吸模态频率耦合导致.综上，由于尾门内板呼吸模态频率38.6 Hz 和尾门门框菱形变形模态42.6 Hz 均与激励源扭振模态频率38.3 Hz 较为相近，故二者皆有与激励源相耦合发生共振的可能性，这种共振将激起尾门模态响应被放大， 其中由于尾门内板呼吸模态频率38.6 Hz 更接近激励源频率，故对其结构进行调整. 后经试验测试表明，一旦改进尾门内板结构，使内板呼吸模态频率提高到44.25 Hz，轰鸣声降低了4 dB，说明尾门内板呼吸模态与激励源强相关，而尾门门框菱形变形模态与激励源弱相关，故其对轰鸣声的影响相对较弱，可忽略不计.针对某SUV 加速工况车内低频轰鸣声问题，结合传递路径分析，通过激励源、传递路径、响应点三方面查找问题并提出有效的整改方案，并得到以下结论：1）提出了一种快速解决车内低频轰鸣问题的思路，即激励源、响应分析和传递路径分析互相结合的分析方法，提高了效率.2）实验与仿真的结合运用，可快速验证方案的可行性.3）通过使尾门刚度加强，使尾门与激励源解耦，同时降低尾门振动响应，获得了一种由尾门引起车内低频轰鸣声的优化方案.5）未对激励源即传动系扭振进行深入分析，下一步可对传动系扭振进行深入研究，从激励源根源处解决加速低频轰鸣声问题。往期相关推荐
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首次发布时间：2023-04-13
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