高速行駛時車內(nèi)噪聲抖動感的測試與診斷

金巖

（1.中國汽車工程研究院股份有限公司 重慶，401122）

（2.汽車噪聲振動和安全技術(shù)國家重點實驗室 重慶，400039）

引言

車內(nèi)噪聲水平是表征汽車性能品質(zhì)的重要指標。隨著消費者對汽車產(chǎn)品品質(zhì)要求的不斷提高，汽車聲音品質(zhì)問題受到越來越多消費者和學(xué)者的關(guān)注。以往的學(xué)者對汽車聲音品質(zhì)的研究主要關(guān)注于怠速、急加速和勻速等工況［1-3］。對高速超車工況下聲音品質(zhì)的研究少有報道。該工況是車輛在高速上行駛時最常用的工況之一，如果車內(nèi)噪聲的聲品質(zhì)不佳將很容易被消費者所感知，從而引起抱怨甚至投訴。

以往研究成果中主要用語言清晰度指數(shù)（articulation index，簡稱AI）和聲壓級兩個指標對車輛高速行駛時的噪聲水平進行描述，其中聲壓級代表了車內(nèi)噪聲的大小，而語音清晰度指數(shù)則反映了車內(nèi)語音交流的效果。語音清晰度的高低主要與車內(nèi)的高頻噪聲相關(guān)，大量實踐表明，高速行駛時風(fēng)噪對車內(nèi)高頻噪聲貢獻量最大。

對于車輛的聲音品質(zhì)而言，動力總成和驅(qū)動系統(tǒng)有著不可忽視的影響［4-6］。隨著車速的增加，動力總成和驅(qū)動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速同步提高，相應(yīng)的激勵也逐漸增加，高速行駛時動力總成和驅(qū)動系統(tǒng)仍然是影響車內(nèi)聲音品質(zhì)的重要因素。

筆者對某車型在高速超車工況下車內(nèi)噪聲的抖動感現(xiàn)象開展了研究。結(jié)果表明：動力總成激勵產(chǎn)生的噪聲與輪胎激勵產(chǎn)生的噪聲之間的調(diào)制作用是產(chǎn)生抖動感的主要原因。采用了均勻性更好的輪胎后，車內(nèi)噪聲的抖動感消失，車內(nèi)的聲音品質(zhì)得到了很大改善。

1 車內(nèi)噪聲的抖動感測試分析

1.1 現(xiàn)象描述與測試

某轎車高速行駛超車工況下（手動5檔，90～120 km/h加速）車內(nèi)噪聲存在明顯不穩(wěn)定感和起伏感。主觀駕評人員的描述為不穩(wěn)定“嗡～嗡～”聲。為分析車內(nèi)噪聲的信號特征，對車內(nèi)噪聲進行了測試。測試是在專業(yè)的汽車試驗場內(nèi)進行。測試路面為標準的瀝青路面，路面干燥、平直，測試跑道20 m范圍內(nèi)無建筑物。測試時風(fēng)速小于1 m/s，測試環(huán)境的背景噪聲小于50 dB（A）。將自由聲場麥克風(fēng)固定在駕駛員右耳旁，其位置如圖1所示。測試系統(tǒng)為LMS公司Test.lab測試分析軟件和數(shù)據(jù)采集前端。

圖1 車內(nèi)噪聲測點的位置Fig.1 Test point of interior noise

為了便于分析車內(nèi)噪聲的信號特征，對加速過程車內(nèi)的噪聲數(shù)據(jù)進行了階次分析。圖2為90～120 km/h采用5檔加速，模擬高速超車工況下加速車內(nèi)噪聲的譜陣圖。

圖2 原狀態(tài)車內(nèi)噪聲的譜陣圖Fig.2 The colormap of original interior noise

由圖2可見，這個過程中車內(nèi)噪聲的主要能量集中在100～120 Hz左右頻帶范圍內(nèi)。這個頻帶內(nèi)噪聲的最主要成分為發(fā)動機的2.00階，同時車內(nèi)噪聲還存在一個2.24階的成分。

圖3為3 275 r/min左右時車內(nèi)噪聲頻譜圖。由圖可見，在109 Hz和123 Hz存在兩個噪聲的峰值，幅值分別為64.5 dB（A）和63.7 dB（A），是車內(nèi)噪聲聲壓級最高的兩個頻率成分。這兩個噪聲成分在頻率的間隔上約為14 Hz，且幅值接近，因此易于產(chǎn)生調(diào)制現(xiàn)象，從而導(dǎo)致主觀感受的惡化。

圖3 3 275 r/min車內(nèi)噪聲的頻譜Fig.3 The spectrum of interior noise at 3 275 r/min

1.2 噪聲的調(diào)制與抖動感

心理聲學(xué)研究成果表明，當純音受到調(diào)制時會讓人感覺到聲音的不穩(wěn)定感。調(diào)制的頻率較高時，聲音給人的主觀感覺為粗糙感，心理聲學(xué)中用粗糙度R描述。當調(diào)制的頻率低于20 Hz時，人主觀上能夠感覺到聲音的起伏變化。聲音的這種波動感在心理聲學(xué)領(lǐng)域用抖動度F描述，抖動度［7］定義為

其中：fmod為調(diào)制頻率，單位為kHz；z為臨界頻帶，單位為Bark；ΔL為掩蔽深度，單位為dB，是臨界頻帶z的函數(shù)；抖動度F的單位為Vacil。

抖動度是反映聲音起伏變化強度的參數(shù)，因此這里對車內(nèi)噪聲的抖動度進行了分析。圖4為初始狀態(tài)下車內(nèi)噪聲的抖動度隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖可見，3 000～3 500 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)車內(nèi)噪聲的抖動度超過1.05 Vacil，抖動度的最大值發(fā)生在3 275 r/min左右，約為1.16 Vacil。

圖4 噪聲的抖動度隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系Fig.4 The fluctuation strength of noise and rotational speed

為了確認2.00階和2.24階噪聲的調(diào)制造成了車內(nèi)噪聲波動感，這里采用了高保真的聲音回放設(shè)備對車內(nèi)噪聲進行了回放并同時進行主觀評價，如圖5所示。該設(shè)備具有濾波功能，可以濾除指定頻帶或者指定階次的聲音。主觀評價的打分標準見表1。

表1 主觀評價的打分標準Tab.1 Criterion of subjective evaluation

圖5 高保真的聲音回放系統(tǒng)Fig.5 High fidelity sound playback system

由汽車振動噪聲開發(fā)工程師和用戶在內(nèi)的5名主觀評價人員對原狀車內(nèi)噪聲進行主觀評價，其評價結(jié)果均低于5分。在濾除2.24階段的噪聲后，車內(nèi)噪聲的波動感明顯降低，聲品質(zhì)得到很大的改善，主觀評價的結(jié)果均在7分以上，為基本滿意或非常滿意。此結(jié)果證明了2.00階與2.24階噪聲的調(diào)制是引起車內(nèi)噪聲抖動感的根本原因。

2 噪聲源分析

為了研究車內(nèi)100～120 Hz頻率范圍內(nèi)車內(nèi)噪聲的來源，這里從激勵源頭和響應(yīng)特性兩個方面開展了研究工作。

2.1 車身響應(yīng)特性測試

首先對車身的噪聲傳遞函數(shù)（noise transfer function，簡稱NTF）進行了測試。NTF是單位激勵力作用下車內(nèi)的噪聲響應(yīng)，單位為dB/N，其大小表征了車身在外界激勵作用下對噪聲響應(yīng)的敏感程度。

試驗是在墻面經(jīng)過吸聲處理的房間內(nèi)進行的，拆除汽車底盤和動力系統(tǒng)，用彈性裝置將車身支撐起來。用力錘激勵車身的主要載荷輸入點（動力總成懸置以及懸架系統(tǒng)的接附安裝點），在駕駛員耳旁采集車內(nèi)的噪聲響應(yīng)。車身NTF測試現(xiàn)場如圖6所示。

圖6 車身NTF的測試現(xiàn)場Fig.6 The test of car body NTF

圖7為發(fā)動機懸置位置z向（垂直方向）到駕駛員耳旁的NTF測試結(jié)果。由圖可見，NTF曲線上65～70 Hz以及100～120 Hz范圍內(nèi)存在峰值，其中后者的頻率范圍與主觀評價抱怨的頻率段相吻合（圖2），幅值約為58 dB/N。此結(jié)果說明車身在該頻率范圍內(nèi)對激勵力較為敏感，在動力總成或其他外界激勵下容易產(chǎn)生車內(nèi)的噪聲響應(yīng)。

圖7 發(fā)動機懸置到車內(nèi)NTF測試結(jié)果Fig.7 The test result of NTF from engine mount to interior

2.2 激勵源的分析

該車型搭載的發(fā)動機為四缸四沖程汽油機。其主要激勵力為往復(fù)慣性力和扭矩波動，均為2.00階。因此，車內(nèi)噪聲的2.00階噪聲成分是來自于發(fā)動機的激勵。

2.24階的噪聲也存在隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化而成比例變化的特征，因此認為該階次的噪聲主要來自于車輛的驅(qū)動系統(tǒng)。

驅(qū)動系統(tǒng)在某一檔位下的旋轉(zhuǎn)階次n為

其中：zi為變速器第i檔的速比；zm為變速器主減速器的速比。

這里：z5=0.763；zm=4.657。因此，在車輛5檔行駛時驅(qū)動系統(tǒng)（車輪/輪胎）激勵的基礎(chǔ)階次為0.28階。

圖8為車身靠近前減震器安裝點位置的振動加速度測試結(jié)果。由圖8可見：該測點位置振動加速度的主要成分為發(fā)動機的2.00振動，但也同時存在著0.28階及其高階諧波，其中0.28階與車輪的轉(zhuǎn)頻高度吻合，為驅(qū)動系統(tǒng)的基礎(chǔ)階次；而2.24階的振動成分為其8次諧波。由此可以判斷車內(nèi)噪聲的2.24階成分來自于車輪旋轉(zhuǎn)的高階振動。

圖8 車身振動加速測試結(jié)果Fig.8 The test result of car body vibration acceleration

3 改進和驗證

3.1 輪胎的不均勻性與車內(nèi)噪聲

研究結(jié)果表明，輪胎的不均勻性與車內(nèi)噪聲和振動現(xiàn)象密切相關(guān)［8］。通常評價輪胎均勻性的指標包括：輪胎的徑向尺寸偏差、輪胎的不平衡量、輪胎的錐度效應(yīng)、輪胎的側(cè)向力波動（lateral force variation，簡稱LFV）及輪胎的徑向力波動（radial force variation，簡稱RFV）。輪胎的徑向力波動是指輪胎在一定負荷下以一定的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時，輪胎與接觸面之間的徑向力的變化。

圖9為輪胎的徑向彈簧模型。如果輪胎周向剛度不均勻，當車輪旋轉(zhuǎn)時，輪輞將受到輪胎的激勵而產(chǎn)生周期性的振動，振動通過懸架系統(tǒng)傳遞到車內(nèi)產(chǎn)生噪聲［9］。同時，輪胎的不均性產(chǎn)生的激勵通常具有隨著轉(zhuǎn)速增加而增大的特點。

圖9 輪胎徑向彈簧模型Fig.9 The tire model of radial springs

輪胎徑向剛度不均勻通常與輪胎的制造工藝有關(guān)。由于輪胎橡膠硫化過程通常采用多塊拼裝的模具，因此模具的尺寸差異、硫化過程的壓力、輪胎胚胎的尺寸差異及合模行程不到位等因素都會導(dǎo)致輪胎徑向剛度的不均勻，從而導(dǎo)致高階輪胎徑向力波動。文獻［10］報道了8階輪胎徑向力波動（RFVH8）過大導(dǎo)致的車內(nèi)噪聲問題。

本研究中輪胎的硫化過程也采用了8塊拼裝模具，因此輪胎8階次徑向波動是重要的激勵力來源。由此推斷2.24階的振動噪聲是由于輪胎徑向剛度均勻性差導(dǎo)致的。

3.2 效果驗證

為了驗證以上的結(jié)論，這里對問題樣車的輪胎和無問題的競品車輪胎進行了均勻性的對比測試。測試參照《GB/T18506—2013汽車輪胎均勻性試驗方法》進行。

測試結(jié)果表明：無問題的競品車4個輪胎RFVH8最大值為2.5 N；存在問題的車輛輪胎徑向力均勻性較差，其中左前輪的RFVH8達到16.2 N，超過競品車的5倍。

為此，通過測試選擇了均勻性更好的輪胎（RFVH8＜2.5 N）進行了裝車驗證。圖10為更換性能更好的輪胎后5檔加速車內(nèi)噪聲的譜陣圖。

圖10 改進后車內(nèi)噪聲的譜陣圖Fig.10 The colormap of improved interior noise

顯然，更換新的輪胎后，加速車內(nèi)噪聲中2.24階的噪聲成分消失，主觀評價車內(nèi)噪聲的起伏感消失，聲品質(zhì)改善明顯。

圖11為更換輪胎后車內(nèi)噪聲的抖動度隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線。

圖11 改進后車內(nèi)噪聲的抖動度Fig.11 The fluctuation strength of improved noise and rotational speed

更換輪胎后車內(nèi)噪聲的主觀評分為7分以上，達到用戶基本滿意的水平。同時噪聲的抖動度明顯降低，3 000～3 500 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)車內(nèi)噪聲抖動度的最大值約為1.05 Vacil，與原狀態(tài)相比（圖4）整體下降了0.05～0.20 Vacil左右。車內(nèi)噪聲抖動度的下降與主觀評價結(jié)果相吻合。

4 結(jié)論

1）驅(qū)動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速成嚴格的比例關(guān)系，輪胎的高階徑向力波動和發(fā)動機2階激勵往往在頻率上較為接近，從而導(dǎo)致車內(nèi)噪聲出現(xiàn)調(diào)制現(xiàn)象，因此輪胎均勻性對高速車內(nèi)聲品質(zhì)的影響不容忽視。

2）調(diào)制現(xiàn)象將影響到車內(nèi)聲音品質(zhì)從而導(dǎo)致乘員抱怨。抖動度這一心理聲學(xué)參數(shù)能夠從客觀數(shù)據(jù)上反映噪聲調(diào)制現(xiàn)象的主觀感受及其改善。