特征響度在商用車怠速轟鳴噪聲優(yōu)化中的應(yīng)用

李 里，姜建中，王 悅，王 碩，漆慧文

（北汽福田汽車股份有限公司，北京 102206）

前言

車內(nèi)低頻轟鳴噪聲是汽車常見問題之一，主要表現(xiàn)為窄頻帶高能量，耳膜有壓迫感。長時間暴露于轟鳴環(huán)境下，易使駕駛?cè)藛T感到疲勞和不適，甚至影響汽車操縱性。因此，對汽車常用工況下的轟鳴噪聲的分析、研究和優(yōu)化工作非常必要[1]。

目前針對轟鳴噪聲問題的研究與優(yōu)化，廣泛采用傳遞路徑分析并結(jié)合仿真分析作為指導(dǎo)手段[2-3]，控制措施主要有優(yōu)化結(jié)構(gòu)避免與聲腔模態(tài)耦合、優(yōu)化動力總成懸置振動傳遞率、加裝動力吸振器和避頻結(jié)構(gòu)共振等[4-6]。此外，部分學(xué)者采取主動降噪手段進行噪聲優(yōu)化，也取得了相應(yīng)的改進效果[7]。

本文以某型商用車為研究對象，基于傳遞路徑排查、工作變形分析和模態(tài)試驗等手段，確定怠速工況轟鳴噪聲由進氣道與發(fā)動機點火激勵諧次耦合導(dǎo)致。通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化起到避頻效果，從而消除了轟鳴噪聲。此外，本文引入心理聲學(xué)中特征響度分析手段，為主觀感受和客觀測試信息建立關(guān)聯(lián)，可更準(zhǔn)確評價噪聲優(yōu)化程度，為后續(xù)噪聲整改優(yōu)化工作提供可參考經(jīng)驗。

1 轟鳴噪聲特征分析

某型商用車試驗階段主觀駕評反饋，樣車在怠速工況下駕駛室內(nèi)存在明顯類似“嗡嗡”低頻轟鳴噪聲，同時伴隨嚴(yán)重“壓耳感”?？紤]到怠速工況為商用車常用工況之一，如未解決該問題便投入市場，必然引起顧客抱怨，影響品牌競爭力。

對問題樣車怠速工況進行測試，主、副駕耳旁噪聲頻譜如圖1所示。主、副駕耳旁噪聲聲壓級分別為55.3 dB（A）和55.6 dB（A）。副駕噪聲100 Hz頻率成分是最高貢獻(xiàn)值，該頻率下高于主駕側(cè)6 dB（A）。樣車怠速工況發(fā)動機轉(zhuǎn)速為750 r/min，對應(yīng)發(fā)動機點火激勵頻率為25 Hz（2階激勵），并對應(yīng)產(chǎn)生50 Hz、75 Hz、100 Hz等諧次頻率峰值。采用音頻濾波回放識別功能確認(rèn)100 Hz頻率成分是“嗡嗡”轟鳴噪聲的主要原因，且100 Hz頻率峰值明顯高于其余諧次，將其作為首要優(yōu)化對象。

圖1 怠速工況主、副駕耳旁噪聲頻譜

采用聲壓級的量化無法評估噪聲的品質(zhì)，僅通過頻譜也很難建立起主觀感受和客觀測試信息的關(guān)聯(lián)。為此，本文基于臨界帶寬角度從感知層來度量噪聲頻率，使用 Zwicker（ISO 532B）算法計算響度。該算法計算穩(wěn)態(tài)工況聲音考慮了聽覺系統(tǒng)的非線性靈敏度、掩蔽效應(yīng)和聲場特征；非穩(wěn)態(tài)工況聲音考慮了響度的時間效應(yīng)和掩蔽效應(yīng)，為主觀感受與客觀測試建立關(guān)聯(lián)。計算公式如下所示[8-9]。

其中：ETQ為人耳聽閾值的激勵；E為實際聲強；E0為參考聲強10-12W/m2對應(yīng)的激勵。

響度隨臨界帶寬的曲線即為特征響度，各個帶寬特征響度之和就是響度，計算公式如下所示。

其中，N為總響度（sone）；N'（z）為特征響度；z為臨界帶寬。

因樣車副駕噪聲100 Hz成分突出，測得怠速工況副駕耳旁噪聲特征響度測試結(jié)果如圖2所示。特征響度在1~2 Bark范圍內(nèi)最大，最高幅值達(dá)1.75 Sone，即說明低頻成分是響度的主要貢獻(xiàn)，且低Bark區(qū)斜線表示存在明顯頻率掩蔽效應(yīng)。計算初始狀態(tài)下的特征響度曲線用作后續(xù)優(yōu)化效果的對比依據(jù)。

圖2 怠速工況副駕噪聲特征響度

2 噪聲傳遞路徑排查

根據(jù)聲學(xué)特性及樣車吸隔聲特性判斷，駕駛室內(nèi)耳旁噪聲100 Hz頻率成分應(yīng)主要為結(jié)構(gòu)傳遞方式。為排查怠速工況下 100 Hz頻率成分的傳遞路徑和產(chǎn)因，對樣車進行摸底測試。怠速工況下主要振源即動力總成，振動經(jīng)懸置橡膠軟墊減振后傳遞至車架，再經(jīng)車身懸置橡膠軟墊傳至駕駛室，進而被人體感知為振動或噪聲。采集怠速工況樣車動力總成懸置和車身懸置的主、被動端的振動，各處振動值均無異常，懸置隔振率符合設(shè)定要求。

經(jīng)排查，動力總成至駕駛室的傳遞路徑無異常，因此懷疑可能為車身某面板或懸掛附件共振產(chǎn)生輻射聲導(dǎo)致。對車身各面板（測點位置和命名參見表 1）進行怠速工況振動測試。測試頻譜如圖3所示，副駕側(cè)后圍面板X方向振動頻譜中100 Hz頻率成分突出，振幅達(dá)0.49 m/s2，與駕駛室內(nèi)噪聲頻譜中突出峰值相關(guān)。

圖3 各振動測點頻譜

表1 測點布置信息

3 進氣道影響分析

樣車車身副駕側(cè)后圍面板處即進氣道安裝區(qū)域，如圖 4所示。為驗證高位進氣道對該處振動的影響特性，分別采用拆除和切斷傳遞路徑方式進行驗證。

圖4 樣車進氣道布置圖

驗證方案如下：首先對高位進氣道拆除狀態(tài)進行怠速工況副駕耳旁噪聲測試，測試結(jié)果如圖5所示，拆除狀態(tài)較于初始狀態(tài)100 Hz處峰值消除明顯，從47.9 dB（A）降至26.2 dB（A），主觀感受無“嗡嗡”噪聲感受。通過拆除方式進行驗證可有效鎖定高位進氣道是產(chǎn)生 100 Hz頻率峰值的主要原因。后續(xù)將高位進氣道與車身的連接斷開，同時將等同高位進氣道質(zhì)量的配重塊粘貼在原連接處。測得該狀態(tài)下副駕側(cè)耳旁噪聲頻譜見圖，較拆除狀態(tài)100 Hz頻率峰值高5.5 dB（A），表明該頻率成分主要由結(jié)構(gòu)聲方式傳遞。

圖5 各狀態(tài)副駕噪聲頻譜對比

為了快速了解進氣道怠速工況下的振動特點，本文采用ODS分手手段對振動現(xiàn)象進行復(fù)現(xiàn)。工作變形分析（Opera-tional Deflection Shape，ODS）分析實際上是各階模態(tài)的線性疊加，可直接使用各個測量數(shù)據(jù)查看某一頻率下的實際變形。對該樣車750 r/min怠速轉(zhuǎn)速工況進行測試，測得100 Hz（8階次）振型如下圖。測試結(jié)果顯示在100 Hz處，進氣道分別呈現(xiàn)整體扭轉(zhuǎn)和上端局部變形振型。

圖6 怠速工況進氣道ODS振型（100 Hz）

為準(zhǔn)確了解進氣道的物理結(jié)構(gòu)特性，本文采用試驗?zāi)B(tài)分析法對其進行測試。測試邊界采用柔軟橡膠繩將樣件水平吊起，滿足“自由-自由”邊界條件，且最高剛體模態(tài)頻率比最低彈性體模態(tài)頻率低10%。輸入激勵采用錘擊法，確保錘頭硬度適中，力譜可激起考慮頻率范圍內(nèi)所感興趣的模態(tài)。測試樣件為薄壁板件，為避免因集中布置多個傳感器導(dǎo)致集中質(zhì)量過大，進而破壞測試條件。本文采用固定加速度計，移動力錘激勵方式，主要關(guān)注面板的法向振動模態(tài)信息。測試樣件圖7所示。

圖7 進氣道模態(tài)測試樣件

測得關(guān)注頻率范圍內(nèi)振型如圖8所示，101 Hz對應(yīng)為進氣道上部面板局部變形模態(tài)，與怠速工況ODS分析中100 Hz振型基本一致。該模態(tài)與怠速工況發(fā)動機8階次激勵耦合，是導(dǎo)致怠速時駕駛室內(nèi)出現(xiàn)“嗡嗡”噪聲的根本原因。

圖8 進氣道試驗?zāi)B(tài)振型圖

4 優(yōu)化與驗證

4.1 進氣道結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為尋求高位進氣道優(yōu)化方向，借助CAE仿真手段對初始狀態(tài)進行模態(tài)分析。分析結(jié)果顯示99.95 Hz對應(yīng)高位進氣道上端面板局部變形模態(tài)，與試驗?zāi)B(tài)分析測得結(jié)果基本一致，確認(rèn)仿真分析數(shù)?？烧鎸嵎从沉悴考锢硖匦?。

圖9 初始狀態(tài)進氣道上端局部變形模態(tài)

考慮到進氣道采用吹塑工藝制成，將軟化狀態(tài)熱塑性樹脂置于對開模中，閉模后立即在型坯內(nèi)通入壓縮空氣，使塑料型坯吹脹而緊貼在模具內(nèi)壁上，后經(jīng)冷卻脫模即得制品。因吹塑模具的成本極高，且調(diào)整周期較長，因此不宜對模具進行破壞性改制。經(jīng)與高位進氣道制作商溝通，可對模具局部表面進行細(xì)微調(diào)整，即在特定位置旋入凸起物，對應(yīng)可在吹塑時即可形成凹型沖筋板效果。

為確定凹型沖筋板能否起到降低怠速噪聲的作用，對板結(jié)構(gòu)的振動理論進行研究。薄板結(jié)構(gòu)的振動分析較為復(fù)雜，其振動傳播主要呈彎曲波的形式。下面通過長度為a，寬度為b，厚度為h的矩形板為模型，分析板的振動特征。薄板的振動方程如下[1]。

其中ρ為材料密度；w為z方向的位移；q為表面載荷；D0為薄板的彎曲剛度，進一步表示為：

現(xiàn)假設(shè)薄板件模型四邊為簡支條件，將振型函數(shù)和邊界條件代入公式（3），可解得系統(tǒng)的固有頻率公式如下：

結(jié)合理論公式分析可知，將高位進氣道上端面板采用凹型沖筋處理后，等效為將大邊界面板分割成數(shù)個小邊界面板，因此可提升該處的固有頻率。采取對進氣道上端面板采用凹型沖筋處理，均勻分布整個面板，CAE分析結(jié)果可見下圖。分析結(jié)果顯示103.4 Hz對應(yīng)進氣道上端面板局部變形模態(tài)，振采用凹型沖筋加強上端面板后，頻率有3～4 Hz提升?？捎行П荛_車輛怠速工況發(fā)動機8階次激勵。

圖10 優(yōu)化狀態(tài)進氣道上端局部變形模態(tài)

4.2 優(yōu)化方案驗證

根據(jù)CAE仿真分析結(jié)果可知，上端面板均勻分布三條凹型沖筋加強方案，可提高該處模態(tài)頻率3～4 Hz左右。制作臨時驗證進氣道用于效果驗證，優(yōu)化方案與原狀態(tài)上端面板細(xì)節(jié)對比如圖11所示。

圖11 原狀態(tài)與優(yōu)化狀態(tài)進氣道細(xì)節(jié)特征

為對標(biāo)實物進氣道與CAE仿真模型物理特性是否一致，采用試驗?zāi)B(tài)分析法對新狀態(tài)樣件進行測試。測得新狀態(tài)進氣道的傳遞函數(shù)，并與初始狀態(tài)進行對比，如圖12所示。進氣道采用加強方案后，傳遞函數(shù)曲線在100 Hz處的峰值發(fā)生偏移，模態(tài)頻率提升至103.9 Hz，較原狀態(tài)有3 Hz提升。同時傳遞函數(shù)曲線各峰值的幅值也均有一定降低。

圖12 原狀態(tài)與優(yōu)化狀態(tài)進氣道模態(tài)綜合傳遞函數(shù)對比

將優(yōu)化進氣道進行裝車測試，測得怠速工況優(yōu)化前后副駕耳旁噪聲頻譜對比如圖13所示。怠速工況下副駕耳旁噪聲為53.8 dB（A），較初始狀態(tài)改善約1.8 dB（A）。頻譜中100 Hz處峰值降低至34.2 dB（A），有效改善約14 dB（A），50和75 Hz處峰值也有一定程度改善。此外，主觀感受無“嗡嗡”低頻轟鳴噪聲。

圖13 優(yōu)化與初始狀態(tài)副駕噪聲頻譜對比

測得怠速工況優(yōu)化前后副駕耳旁噪聲特征響度對比如圖14所示。較于初始狀態(tài)，優(yōu)化狀態(tài)1～3 Bark范圍內(nèi)特征響度改善最為明顯，分別優(yōu)化0.21、0.45和0.30 Sone，有效起到了對噪聲聲品質(zhì)的改善?？赏ㄟ^特征響度的優(yōu)化程度佐證對人耳對噪聲的主觀感受，為客觀測試數(shù)據(jù)與主觀感受建立關(guān)聯(lián)。

圖14 優(yōu)化與初始狀態(tài)副駕耳旁噪聲特征響度對比

5 結(jié)論

本文對某型商用車怠速工況駕駛室內(nèi)轟鳴問題進行分析研究，結(jié)合傳遞路徑、工作變形分析和試驗?zāi)B(tài)等手段排查出關(guān)鍵影響因素。通過CAE仿真分析為優(yōu)化提供方向，并考慮進氣道實際生產(chǎn)特征，提出可工程化的優(yōu)化方案。采取試驗?zāi)B(tài)手段對優(yōu)化樣件進行物理特性測試，并與CAE仿真進行對標(biāo)，實車驗證轟鳴現(xiàn)象消除。本文應(yīng)用特征響度評估方法，為客觀測試數(shù)據(jù)和主觀感受建立有效關(guān)聯(lián)，為后續(xù)噪聲優(yōu)化等工作提供可借鑒經(jīng)驗。