某客车行驶轰鸣声研究

林小燕

(厦门金龙联合汽车工业有限公司， 福建 厦门 361023)

汽车车内轰鸣声有明显的低频属性，声频通常在200 Hz以下，普通的吸声降噪措施对轰鸣声几乎没有作用。本文针对某客车行驶产生轰鸣声的问题进行试验和仿真分析，找到其产生的原因；通过控制传递路径，提出改变车身顶棚骨架的固有频率以避免共振，从而消除轰鸣声的解决方案；并通过仿真和试验验证该方案的效果。

1 轰鸣声问题分析

某12 m客车在行驶过程中驾驶员右耳位置存在严重的车内轰鸣现象，主观上表现为明显的耳压感。由于该噪声低频成分多，强度高，用C计权加以评价会更准确，故本文均采用C计权表示。振动噪声传递过程可以描述为“激励源”、“传递路径”和“响应”三个环节。本文首先通过测试分析“响应”的数据特征，确定轰鸣声的“激励源”，再通过测试确定“激励源”到“响应”的“传递路径”；最后提出相应的解决方案。

1.1 激励源的测试分析

不同激励源引起的客车轰鸣声频率不尽相同，动力传动系统引起的轰鸣声频率在10～200 Hz内，而路面激励引起的轰鸣声则集中在10～20 Hz频率段。为了判断该车轰鸣声的主要激励源，本文采用排除法，通过试验首先判断激励源是否是传动系统。

客车在同一路面同一方向上分别以30 km/h、50 km/h和80 km/h(发动机对应的转速分别为1 260 r/min、1 340 r/min和1 145 r/min)匀速行驶，驾驶员右耳位置车内噪声频谱如图1所示。

图1 驾驶员右耳位置车内噪声频谱

由图1可知，3个车速下车内驾驶员右耳位置噪声峰值频率均为12 Hz，虽然发动机工作频率变化，但所测点噪声峰值频率不变，说明造成驾驶员右耳位置轰鸣声的主要原因不是发动机的激励。另外，样车以50 km/h匀速行驶时的声压明显高于30 km/h和80 km/h，下文将针对50 km/h匀速行驶工况进行分析。

接下来将路面作为激励源进行试验分析。分别采集该车在高架好路(沥青路面)、市区一般路(沥青路面)、水泥路以50 km/h匀速行驶过程中驾驶员右耳位置的车内噪声，结果见表1。每种路面至少采集2次有效数据，每次测量时间均不低于15 s，测试结果为测试数据稳态噪声的声压级平均值；对于出现的间歇噪声不参与平均值计算，各次数据统计结果之差不超过1.5 dB(C)。

表1 优化前50 km/h匀速行驶工况下驾驶员右耳位置车内噪声测试结果

由表1可知，路面越差，噪声越大，轰鸣越严重，说明该车轰鸣声与路面激励相关。下面将针对轰鸣声最严重的水泥路面工况进行分析。

为了进一步分析该车轰鸣声的主要激励源，在该车前后轴头(轮胎与车桥连接处)各布置1个三向加速度传感器，采集该车在水泥路面上以50 km/h匀速行驶时，轴头的主要振动(向振动)频率，其频谱如图2所示(样车行进方向为前)。

图2 50 km/h匀速行驶振动频谱

由图2可知，50 km/h匀速行驶工况下，前、后轴头向振动在12 Hz附近均存在能量峰值，结合车内噪声频谱峰值情况，说明车内噪声在12 Hz处存在的能量峰值主要来源于路面激励。

1.2 轰鸣传递路径的确定

不同频段的噪声传入车内的路径也不一样。车内轰鸣属于低频段噪声，是通过结构声传递。

1.2.1 传递路径确定测试

根据经验，客车顶棚骨架模态很有可能分布在12 Hz附近，所以首先需要确定传递路径是否是顶棚骨架。为了确定振动噪声传递路径，分别在客车顶棚骨架前天窗位置、后天窗位置、回风口位置布置三向加速度传感器，采用锤击法测得它们的原点向传递函数如图3所示。

图3 客车顶棚骨架前天窗、后天窗、回风口位置原点Z向传递函数

由图3可知，振动能量峰值较高的频率后天窗在11.8 Hz附近、前天窗和回风口在12.4 Hz附近，与车内噪声主要频率、路面激励主要频率相近。由此基本可以判断：路面激励通过悬架传递至车身，引起车身顶盖共振，从而产生车内轰鸣声。

1.2.2 车内声腔模态仿真分析

由轰鸣声产生机理可知，除了激励和车身骨架模态外，还有一个重要环节就是车内声腔模态，只有车内的声腔模态频率与车身振动频率相近或一致时，才会产生轰鸣声。声腔是非常复杂的结构，计算声腔模态基本上是采用有限元方法，理论计算很难实现。在使用声学有限元计算声腔模态时,网格单元尺寸要与计算的模态频率有对应关系，模型中的网格单元尺寸由式(1)确定。

≤(6)

(1)

式中：为网格单元尺寸；为声速；为最大模态频率。

需要注意的是，声腔模型的局部网格尺寸划分一般要求最小波长含有6个网格单元，本文计算的最高模态频率为200 Hz，而空气中的声速=340 m/s，故所建立的网格单元尺寸≤283.3 mm。

建立声腔模型时，首先借用车身造型内曲面构建闭合的声腔表面模型，再根据座椅布置图构建座椅的表面模型(主要是靠背及座垫模型)，然后根据声腔的表面模型及座椅的表面模型构建声腔的实体模型，最后是构建座椅的实体单元。其中，声腔和座椅的表面模型由三角形单元构成，声腔和座椅的实体模型由四面体单元构成；声腔的材质为空气，座椅的材质为泡棉。综合考虑计算时间与精度,设定声腔模型网格的目标尺寸为100 mm，座椅实体模型网格的目标尺寸为40 mm，所建立的声学模型如图4所示，共有816 814个单元、519 925个节点。

图4 车内声腔模型

利用Hyper Work 软件进行求解，得到车内空腔前4阶模态，其中，第一阶模态如图5所示。

图5 车内声腔第一阶模态

前4阶声腔模态的频率如下：第一阶为14.2 Hz,第二阶为27.3 Hz，第三阶为41.3 Hz，第四阶为49.8 Hz。

由上可知，车内第一阶声腔模态频率与车身顶盖一阶振动模态频率相近。基本可以判定：来自于路面的激励通过悬架传入车身，车身顶盖骨架的第一阶模态和车内声腔的第一阶模态引起了耦合，导致车内空气体积发生变化，产生了车内轰鸣声。

2 解决方案与效果验证

2.1 解决方案

基于上述分析，综合考虑效果、成本等因素，选择对车身顶部骨架进行优化。将原状态下顶盖主弧杆规格由60 mm×50 mm×2.0 mm改为60 mm×50 mm×3.0 mm，小弧杆规格保持30 mm×50 mm×2.0 mm不变，以增加顶盖骨架的刚度，提高顶盖骨架的固有频率，避免与声腔模态频率耦合。这样顶盖骨架质量从380.3 kg增加到408.3 kg，对车身整体质量影响不大。顶盖骨架整改前后的向一阶呼吸模态如图6所示，整改前后的固有频率分别为14.2 Hz和15.8 Hz，振型不变。

(a) 整改前模态

2.2 效果验证

图7为优化前后客车在同一段水泥路面同一方向上以50 km/h匀速行驶时的驾驶员右耳位置噪声频谱。优化后车内驾驶员右耳位置平均噪声为101.9 dB(C)，比优化前的平均噪声降低了7.6 dB(C)；主要频率段能量峰值从优化前的28.77 Pa降到了7.85 Pa，优化效果明显，现场主观感受良好，轰鸣声消失。

图7 50 km/h匀速行驶时的驾驶员右耳位置噪声频谱

3 结束语

车辆各个系统都有各自的模态，如果相关联的系统模态相同或相近，或者某系统模态与激励频率相同或相近，在运行过程中就会发生共振。所以在设计阶段必须制定好所有系统的模态频率表，包括整车模态频率表、车身模态频率表、激励模态频率表等。在生产过程中严格按照频率表中的要求控制系统模态，从而确保整车NVH性能开发成功。