汽车内轰鸣声分析及优化*

穆国宝 席忠民 何凯欣 马泽贤

（广州汽车集团乘用车有限公司）

随着汽车的日益普及，对汽车舒适性的要求日益提高。汽车噪声、振动和舒适性等性能参数的高低，直接影响汽车企业的生存与发展。在怠速、加速、匀速及减速等工况评价中，轰鸣声是经常出现的现象之一，文章结合实例，对如何优化汽车内轰鸣声进行了阐述。

1 汽车轰鸣声产生原理[1]

1.1 轰鸣声介绍

汽车在封闭状态下，车内空气会形成许多振动模态或声腔模态，当发动机激励或路面激励时，车身某些钣金的振动频率与密闭空气的固有模态频率一致，将会产生很强的耦合作用，空气就会产生体积变化，在车内产生很高的压力脉动，引起人耳不适，甚至出现头晕及恶心等症状。轰鸣声属于低频噪声，通常在25～200 Hz范围内，普遍存在于汽车的怠速、匀速和加速过程中，发动机、传动系、排气系统及不平路面激励等因素都可能成为轰鸣声产生的源头。

1.2 声腔模态的产生原理

汽车乘员舱的壁板是由多块薄钣金冲压焊接而成，厚度一般为0.7～1.0 mm，具有一定的弹性，当发动机或路面的激励传递到车身壁板时，会引起薄钢板的振动，从而辐射出噪声。当辐射出的声波入射到达蔽障时，会与其反射的声波相互叠加而形成合成声场。图1示出平面波反射示意图。

从图1 可以看出，当入射声波到达蔽障时恰好位于波峰位置，其反射声波在蔽障处与其方向相反，相位相同，在位置1 处即1/4 波长位置相位相反，相互消减后，声压振幅为0；而在位置2 处和蔽障处相位相同，声压振幅最大[2]，也就是汽车乘员舱产生轰鸣声的位置。

对于封闭在长方体的空气所形成的声腔，其声学模态振型可以用x，y，z 向或者不同方向的组合来描述[3]，比如纵向第1 阶表示声压主要沿x 向分布，沿其他方向声压没有变化；在纵向截面内出现1 个声压波截面，两端的截面为声压波腹面。声腔模态频率计算公式为:

式中:Lx，Ly，Lz——x，y，z 向的声腔尺寸，m；

c——声速，343 m/s；

i（0，1，2，…），j（0，1，2，…），k（0，1，2，…）——x，y，z 方向上模态的阶次。

由于不同类型的乘用车，乘员舱的形状不同，座椅及仪表板等内饰对声波的反射也不同，因此声腔模态的频率与振型也不同。

1.3 轰鸣声的流固耦合分析

建立有限元模型进行声学流固耦合分析，分析激励位置和激励方向对车内轰鸣声的影响。汽车构造中，发动机、变速箱、悬架及进排气等激励源与车身连接点数量众多，详细建模效率低下且不利于分析。文中建立简化的有限元模型，研究激励源、车身壁板与声腔模态的关系。图2 示出简化的乘员舱模型图。

图2 中，x，y，z 向尺寸分别为3.7，1.6，1.2 m。简化模型中每块板可以表示风挡玻璃、防火墙钣金、地板及顶棚钣金等。车身上不同区域的钣金并非直接相连，如风挡与顶棚、防火墙与地板都是由横梁进行连接。在①，②，③号板上分别施加了沿x，y，z 向的强迫振动信号，通过CAE 软件进行流固耦合分析，计算声学灵敏度，输出车内前，中，后3 个位置的声压值。图3 示出用软件计算的前5 阶声腔模态频率及振型图。

图4 示出在①号板上垂直施加的强迫振动信号，计算出的车内不同位置的声学灵敏度响应。

分析图4 可得:

1）在47 Hz 附近，前排和后排声压达到77 dB（A），而中排位置仅为60 dB（A），与其激励起来的第1 阶纵向声腔模态频率一致，即车厢纵向的长度恰好为此频率时1/2 个声波的长度，前排和后排位于声压波腹位置，相互叠加声压增大，产生轰鸣声；中排位置位于声压波节位置，声压较低。

2）95 Hz 时车内的声压峰值，3 个位置都在70 dB（A）左右，都会产生轰鸣声，与车厢2 阶纵向声腔模态频率一致。

3）在1 阶声腔模态频率47 Hz 之前，出现了21 Hz的声压峰值，前排和中排声压值为82 dB（A），后排为72 dB（A），为了辨识21 Hz 处声压峰值是由声腔模态还是由板的声辐射引起，通常在有限元模型中设定不同声音的传播速度来确定。

故将声速由343 m/s 提高为600 m/s，修改后的1 阶纵向声腔模态频率由47 Hz 升至为81 Hz，图5 示出改变声速后引起的声学灵敏度变化。

由图5 可以看出，改变声速后，81 Hz 处前排声压值达到极大。在21 Hz 处，峰值频率没有变化，声压值明显提高，可以判断21 Hz 处轰鸣声是由板的声辐射引起。与简化车身的模态结果对比分析可知，①号板21 Hz 时有局部模态，模态能量高，其辐射噪声足以产生轰鸣声[4]。

依照上述方法，可对②，③号板开展类似分析。

2 实例分析[5]

2.1 现象描述

某车型在加速至2 500 r/min 时，产生轰鸣声，继而工程人员结合主观评价的描述，采用LMS Test.Lab 测试工具，设定相应的测试工况，3 挡全油门，发动机转速从1 500 r/min 加速至5 000 r/min 开展车内噪声测试，测试结果，如图6 所示。

由图6 可知，当发动机转速为2 500 r/min 时，车内噪声达到72 dB（A），与主观感受相匹配。

2.2 原因

由图6 中提取的阶次噪声比较可知，2 阶噪声与轰鸣声有较强的相关性。经过噪声阶次分析、传递路径分析及相关性分析逐步排除了进/排气系统、发动机及发动机悬置系统的影响，初步确认由副车架2 阶振动引起。图7 和图8 分别示出采用CAE 技术对副车架及声腔模态进行计算的结果。

从图7，8 得知:副车架和车内声腔在84 Hz 具有相应的模态，产生耦合。当发动机转速为2 500 r/min时，副车架的模态被发动机的激励激起，副车架的模态振动进一步激发了车内声腔模态，产生了轰鸣声，造成驾乘人员的不适感。

2.3 优化方案和效果

通过优化副车架及车内声腔的结构可以达到解决轰鸣声的目的，但在新车项目实际的开发过程中，当样车制作以后再进行主要结构件的变更，会面临巨大的时间及费用成本。文章结合项目经验及工程实际，采用行业内常见的方法:增加动力吸振器[5]。通过多轮次和实车确认优化吸振器的质量、阻尼及刚度等参数。

该动力吸振器的质量为1.5 kg，固有频率为84 Hz，与副车架z 向振动（发动机转速2 500 r/min）时振动频率基本一致。减振器安装于副车架上（如图9 所示），再次进行了试验，测试路面为普通水泥路面，测试工况为3 挡全油门加速。图10 示出增加动力吸振器后加速轰鸣声改善效果。

从图10 可以看出:1）增加动力减振器后，驾驶员右耳2 阶噪声降低了6 dB（A）；2）整车降噪4 dB（A），改善效果明显。

3 结论

加速轰鸣声在开发过程中往往发现于车型样车阶段，此阶段结构基本冻结，难于制定方案。文章利用CAE 技术找出产生轰鸣声的原因，并采用在副车架上安装动力吸振器的方法，使整车降噪4 dB（A），达到了降噪的目的，提高了驾乘人员的舒适性。