某乘用車小油門加速聲品質(zhì)問題分析

謝 旭，李 鑫，吳文棟，蔣 鄒，黃杰巧

（柳州鎧玥科技有限公司，廣西 柳州 545616）

目前汽車工業(yè)快速發(fā)展，人們對汽車的駕乘品質(zhì)提出了更高的要求，對車內(nèi)噪聲的品質(zhì)問題尤為關(guān)注。加速是汽車行駛的常用工況，較早以前對于加速工況聲品質(zhì)的提升方法通常是降低聲壓級。這類方法通常忽略聲音的頻率特性，無法全面反映乘員對車內(nèi)噪聲主觀感受。

國外早有學(xué)者對加速聲品質(zhì)開展了一系列研究。SHIN等人[1]采用傳遞路徑分析法研究了汽車加速rumble聲的頻譜特性，指出燃燒力激發(fā)發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生半階次振動(dòng)；LEE與 BACK[2]提出了一種主動(dòng)發(fā)聲裝置設(shè)計(jì)方法，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、階次幅值與相位參數(shù)自適應(yīng)消除特定成分階次聲；XU[3]運(yùn)用心理學(xué)參數(shù)對聲品質(zhì)進(jìn)行預(yù)測分析。

國內(nèi)汽車聲品質(zhì)研究晚于國外。王登峰，肖淙文[4-5]研究采用客觀參數(shù)描述主觀感受的學(xué)術(shù)模型；黃銀燦[6]研究不同樣車在加速工況下的聲品質(zhì)參數(shù)變化規(guī)律；舒歌群[7]采用多元回歸分析的方法分析心理學(xué)參數(shù)與主觀煩惱度之間的關(guān)系。國內(nèi)目前針對傳統(tǒng)燃油車的聲品質(zhì)研究側(cè)重于評估參數(shù)分析、預(yù)測性研究和穩(wěn)態(tài)工況等，如：關(guān)門聲品質(zhì)、穩(wěn)態(tài)工況噪聲[8-9]。在用戶實(shí)際駕駛過程中，加速工況多是節(jié)氣門半開，探討小油門加速聲品質(zhì)的優(yōu)化方法具有重要意義。

本文研究對象為搭載 1.5 L自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)乘用車，小油門加速時(shí)車內(nèi)噪聲粗糙感較為明顯，主觀感受描述為“突突聲”。通過分析噪聲來源和主要傳遞路徑，在空氣路徑和結(jié)構(gòu)路徑實(shí)施優(yōu)化措施，有效降低了小油門加速車內(nèi)噪聲粗糙感。

1 車內(nèi)噪聲問題定義

試驗(yàn)車變速器為六擋無級變速器（Continuously Variable Transmission, CVT），主觀評價(jià)時(shí)發(fā)現(xiàn)小油門加速時(shí)該噪聲最明顯，采集加速試驗(yàn)數(shù)據(jù)時(shí)按兩種工況進(jìn)行，一是30%油門開度D擋加速，二是相同油門開度三擋加速，車內(nèi)噪聲測點(diǎn)為駕駛員頭枕。保證試驗(yàn)數(shù)據(jù)能夠真實(shí)反映車內(nèi)實(shí)際噪聲，同時(shí)滿足工程分析要求，所采集到的噪聲數(shù)據(jù)如圖1所示。

圖1 初始狀態(tài)車內(nèi)噪聲

從圖1中可以看出加速過程中車內(nèi)存在明顯的250～380 Hz的噪聲共振帶。在此頻帶中除了發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒作用力引起的6、8、10階次以外，還有5.5、6.5、7.0階等非發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次，存在明顯的半階次特征。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 500 r/min左右時(shí)，點(diǎn)火階次和非點(diǎn)火階次出現(xiàn)的頻率間隔比較相近，發(fā)生階次調(diào)制的可能性比較大。文獻(xiàn)[1]指出當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)0.5階次（或其諧階次）與點(diǎn)火階次發(fā)生幅值調(diào)制，在部分負(fù)荷加速中容易使車內(nèi)乘客聽到間隙性的煩躁聲音。如圖2所示，若聲壓包絡(luò)幅值變化在時(shí)域內(nèi)每2轉(zhuǎn)波動(dòng)1次，則表明發(fā)生了幅值調(diào)制。

圖2 聲壓幅值調(diào)制特征

試驗(yàn)數(shù)據(jù)控制器局域網(wǎng)（Controller Area Network, CAN）信息顯示發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時(shí)的加速時(shí)刻為 8 s。對車內(nèi)加速噪聲時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行250～380 Hz帶通濾波，觀察7.85～8.10 s之間的聲壓時(shí)域幅值波動(dòng)如圖3所示。由式（1）得知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時(shí)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)周期為0.024 s。由圖3可知聲壓包絡(luò)波形幅值變化周期是0.05 s，基本符合曲軸每轉(zhuǎn)動(dòng)2周出現(xiàn)1次波動(dòng)的規(guī)律，說明車內(nèi)階次聲壓級發(fā)生了幅值調(diào)制。

圖3 7.85～8.10 s之間的聲壓時(shí)域表現(xiàn)

當(dāng)聲壓幅值出現(xiàn)調(diào)制時(shí)，聽者會(huì)感知聲音的不穩(wěn)定，調(diào)制頻率低于15 Hz時(shí)主要表現(xiàn)為波動(dòng)感，調(diào)制頻率高于15 Hz聲音表現(xiàn)為粗糙感[10]。噪聲粗糙度可通過下式計(jì)算：

式中，fmod為調(diào)制頻率，單位kHz；z為臨界頻帶，Bark；ΔLE為掩蔽深度，單位 dB，是關(guān)于臨界頻帶z的函數(shù)；R為粗糙度，單位Asper。

圖4為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 500 r/min時(shí)的車內(nèi)噪聲頻譜切片。在250～350 Hz分布著6.5、7、7.5、8階等階次峰值，量級接近2階聲壓級65 dB(A)，構(gòu)成該轉(zhuǎn)速下的主要噪聲成分。以上幾個(gè)峰值頻率比較接近，符合由聲壓幅值調(diào)制導(dǎo)致粗糙感特征，是造成加速聲品質(zhì)不佳的主要原因。

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)2 500 r/min車內(nèi)噪聲頻譜分布

2 傳遞路徑與噪聲形成機(jī)理分析

從上節(jié)聲壓幅值調(diào)制分析、頻率特征分析得知該問題和動(dòng)力總成轉(zhuǎn)速強(qiáng)相關(guān)，應(yīng)該從動(dòng)力總成有關(guān)部件進(jìn)行排查。采用 30%油門三擋加速工況進(jìn)行相關(guān)試驗(yàn)分析，排除進(jìn)排氣系統(tǒng)、傳動(dòng)半軸、機(jī)械式換擋拉索對噪聲貢獻(xiàn)的可能性。在發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)所采集噪聲頻譜如圖5所示，圖5顯示發(fā)動(dòng)點(diǎn)火階次構(gòu)成主要階次成分，但亦有部分半階次特征，說明空氣聲是造成該車內(nèi)噪聲問題的傳遞路徑之一。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)艙噪聲

在懸置的主被動(dòng)側(cè)安裝三向加速度傳感器，采集懸置的振動(dòng)信息。計(jì)算得到右懸置Y向、后懸置Z向被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)頻譜如圖6所示。圖中顯示右懸置Y向260～350 Hz、后懸置Z向260～500 Hz共振特征明顯，與車內(nèi)噪聲問題頻帶吻合良好，在共振帶范圍內(nèi)半階次聲壓級量級增大明顯。其中右懸置被動(dòng)側(cè)附近有空調(diào)管路安裝點(diǎn)，管路呈緊繃狀態(tài)，構(gòu)成發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳遞路徑之一。

圖6 懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜分布

圖7是對應(yīng)懸置主動(dòng)側(cè)的振動(dòng)頻譜，由圖中可知懸置主、被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)頻譜特征相似。說明被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)并非單純的懸置支架共振引起的，發(fā)動(dòng)機(jī)本體可能存在共振激勵(lì)，通過懸置向車身側(cè)傳遞，應(yīng)當(dāng)進(jìn)一步研究動(dòng)力總成本體的動(dòng)力學(xué)特性。

圖7 懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜分布

以動(dòng)力總成自身坐標(biāo)系為參考坐標(biāo)系，建立動(dòng)力總成幾何模型，線束、水管等附件對機(jī)體彈性模態(tài)振型的影響不大，幾何模型中可以忽略這些附件。采用錘擊法測試動(dòng)力總成彈性模態(tài)，運(yùn)用 polymax函數(shù)平均法計(jì)算模態(tài)極點(diǎn)，計(jì)算得到動(dòng)力總成彈性模態(tài)振型。計(jì)算結(jié)果顯示，在問題頻段動(dòng)力總成存在240 Hz/268 Hz/315 Hz等模態(tài)，其中268 Hz下的振型為繞Y向扭轉(zhuǎn)，如圖8所示。

圖8 動(dòng)力總成彈性模態(tài)振型（268 Hz）

試驗(yàn)車搭載動(dòng)力為四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，缸體在復(fù)慣性力和燃燒力的激勵(lì)下以一定規(guī)律進(jìn)行振動(dòng)，頻率表現(xiàn)為 2階次及其諧階次振動(dòng)。在中高頻域，動(dòng)力總成表現(xiàn)彈性體特征，其對各缸燃燒激勵(lì)的振動(dòng)響應(yīng)會(huì)存在差異，這種差異造成動(dòng)力總成振動(dòng)幅值的周期性波動(dòng)，在頻率上表現(xiàn)為半階次特征。

當(dāng)某汽缸的激振力靠近曲軸固有頻率的波腹時(shí)，動(dòng)力總成振動(dòng)幅值的周期性波動(dòng)會(huì)明顯表現(xiàn)，通過懸置、管路結(jié)構(gòu)路徑傳遞和進(jìn)排氣系統(tǒng)空氣路徑傳遞到車內(nèi)，在駕駛艙內(nèi)形成間隙性的rumble聲，主觀感受描述為“突突聲”。根據(jù)國內(nèi)外學(xué)者分析[2,11]，造成車內(nèi)噪聲半階次特征顯著的影響因素，及可能有效的相應(yīng)改進(jìn)措施如表1所示。

表1 rumble 噪聲影響因素

根據(jù)上述所分析，本文研究對象動(dòng)力總成存在Y向268 Hz扭轉(zhuǎn)模態(tài)，是造成動(dòng)力總成半階次振動(dòng)特征顯著，使車內(nèi)rumble noise惡化的重要因素之一。主要傳遞路徑為右、后懸置支架，其中空調(diào)管路和空氣聲亦有一定的傳遞貢獻(xiàn)量。

3 優(yōu)化方案

對于動(dòng)力總成引起的rumble noise問題，從激勵(lì)源實(shí)施優(yōu)化措施能夠獲得最明顯的效果，但意味著更改周期長、成本高，工程化難度大，不作為優(yōu)化的首選方向。本文將傳遞路徑作為重點(diǎn)提升方向，在路徑上減少發(fā)動(dòng)機(jī)半階次振動(dòng)對車內(nèi)噪聲的影響。

3.1 空氣路徑優(yōu)化方案

前面分析指出發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)輻射噪聲也存在半階次的成分，該噪聲通過空氣-車體前圍路徑向車內(nèi)傳播。試驗(yàn)車前圍外已經(jīng)設(shè)計(jì)了聚氨酯（Poly Urethane, PU）+無紡布隔音墊，為了進(jìn)一步衰減來自發(fā)動(dòng)機(jī)的輻射噪聲，在前圍內(nèi)增加雙密度毛氈，內(nèi)夾層乙烯-醋酸乙烯共聚物（Ethylene Vinyl Acetate Copomer, EVA），材料參數(shù)如表2所示。

表2 雙密度毛氈材料參數(shù)

為了評估增加前圍內(nèi)雙密度毛氈后的隔音效果，采用聲源激勵(lì)法進(jìn)行聲傳遞函數(shù)（Acoustic Transfer Function, ATF）測試，在駕駛員位置設(shè)置中高頻激勵(lì)聲源，在發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)采集噪聲響應(yīng)，得到車外響應(yīng)曲線如圖9所示。由圖9可以看出，前圍內(nèi)增加毛氈后300～500 Hz頻域的噪聲響應(yīng)下降，前圍對發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲衰的減作用得到較明顯提升。

圖9 ATF響應(yīng)曲線

3.2 結(jié)構(gòu)路徑優(yōu)化方案

節(jié)氣門全開加速車內(nèi)rumble聲不明顯，小油門加速時(shí)反而容易感知，說明發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒輻射噪聲能夠?qū)υ?rumble聲成分起到一定掩蔽效應(yīng)作用，同時(shí)懸置彈性元件還處于線性工作區(qū)，尚未進(jìn)入接觸硬限位階段。為了減少懸置路徑向車內(nèi)傳遞噪聲，本文采取以下兩種思路。

其一，在現(xiàn)有彈性元件工作區(qū)內(nèi)提高剛度，從而提高懸置系統(tǒng)的工作模態(tài)，并改善線性和非線性拐點(diǎn)平穩(wěn)過渡，盡量衰減動(dòng)力總成傳遞過來的振動(dòng)激勵(lì)。調(diào)整前后的懸置剛度如表3所示，圖10為后懸置X方向優(yōu)化前后的剛度曲線對比。

圖10 后懸置剛度曲線調(diào)整

表3 動(dòng)力總成懸置剛度調(diào)整

采用錘擊法測試動(dòng)力總成右、后懸置主動(dòng)側(cè)支架對駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function, NTF），得到懸置優(yōu)化前后的NTF頻響曲線如圖11所示。由圖中可以看出右懸置Y向、后懸置Z向?qū)︸{駛員的響應(yīng)峰值存在不同程度的下降，說明優(yōu)化后的懸置能夠?qū)栴}頻段響應(yīng)有效衰減。

圖11 車內(nèi)NTF頻響曲線

其二，減少附件管路對發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的傳遞。空調(diào)管路通過隔振墊連接的方式安裝在右懸置車身安裝點(diǎn)附近的鈑金上，構(gòu)成傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)管路路徑。采用如表4所述方案，減小空調(diào)管路傳遞到車身的振動(dòng)。

表4 空調(diào)管路隔振墊優(yōu)化方案

結(jié)構(gòu)路徑實(shí)施以上兩種優(yōu)化措施后，懸置被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)頻譜分布如圖12所示。對比初始狀態(tài)，優(yōu)化后的右懸置Y向 260～350 Hz、后懸置Z向260～500 Hz范圍的共振量級減小明顯，說明由懸置安裝點(diǎn)向車內(nèi)傳遞半階次成分噪聲的風(fēng)險(xiǎn)降低。

圖12 優(yōu)化后右、后懸置振動(dòng)頻譜

4 試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果

圖13為實(shí)施增加前圍隔音墊和結(jié)構(gòu)優(yōu)化路徑后的車內(nèi)噪聲頻譜分布圖，相對初始狀態(tài) 250～380 Hz頻域噪聲共振量級已明顯降低，半階次特征減弱。D擋起步270 Hz左右的共振帶量級減弱明顯，主觀感受起步聲相對柔和，符合線性聽感要求。

計(jì)算初始狀態(tài)和優(yōu)化狀態(tài)的車內(nèi)噪聲粗糙度，結(jié)果如圖14所示。由圖14可知噪聲在轉(zhuǎn)速低于3 000 r/min范圍內(nèi)，實(shí)施優(yōu)化方案后的車內(nèi)加速粗糙度改善效果顯著，在2 600 r/min處的聲音粗糙度峰值降低，主觀感受加速聲品質(zhì)感提升比較明顯。

圖14 優(yōu)化前后車內(nèi)加速噪聲粗糙度

5 結(jié)論

本文討論了小油門加速工況車內(nèi)噪聲品質(zhì)不佳的原因，通過在路徑上降低發(fā)動(dòng)半階次振動(dòng)向車內(nèi)傳遞，顯著提高了車內(nèi)的加速聲品質(zhì)，可以得到以下結(jié)論：

1）加速工況車內(nèi)聲壓出現(xiàn)半階次幅值調(diào)制會(huì)導(dǎo)致聲音粗糙感明顯，聲品質(zhì)不佳；

2）發(fā)動(dòng)機(jī)半階次振動(dòng)是車內(nèi)加速聲品質(zhì)不佳的主要原因，動(dòng)力總成模態(tài)與問題頻帶耦合會(huì)放大半階次振動(dòng)，使車內(nèi)噪聲粗糙感明顯；

3）在結(jié)構(gòu)和空氣路徑上實(shí)施多參數(shù)優(yōu)化方法能夠有效降低發(fā)動(dòng)機(jī)半階次振動(dòng)的傳遞，顯著改善車內(nèi)加速聲品質(zhì)。