关于某SUV车内轰鸣声的分析与研究

摘? 要?：某suv汽车加速过程中在发动机转速为1 700?r/min时存在明显轰鸣声，严重影响车内乘坐舒适性。通过道路上车内噪声的测试与分析、模态分析、工作变形分析、CAE分析等方法对轰鸣声产生的原因进行了研究，确定该轰鸣声是由车身地板的局部结构振动和空腔声学模态耦合引起的。通过提高车身地板局部刚度改变结构振动的固有频率，避免了地板振动与声腔模态耦合。对地板进行局部改进后，道路试验结果表明车内轰鸣声得到明显改善，噪声降低5dB(A)。

关键词：轰鸣声；模态分析；工作变形分析；声固耦合

中图分类号：U467.4+93文献标文献标志码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2012.06.11

汽车轰鸣声会给驾乘者带来主观上的不舒适感，焦躁不安、甚至头晕恶心。轰鸣问题通常是由乘坐室壁板结构振动和空腔声学模态耦合引起，进而影响整车舒适性。因此，车内轰鸣声的分析与控制研究显得尤为重要。

1 轰鸣声的产生机理

车辆乘坐室的壁板不是刚性的，是由钢板冲压焊接而成的，具有自身结构的振动模态。空气作为弹性体在乘坐室封闭的空腔体内会形成许多振动模态和声腔模态。当腔体内的空气受到压缩时，会发生体积变化，与乘坐室壁板的结构振动在低频范围内有很强的耦合作用。这种低频的耦合模态在激励下如果响应很大，便会在车内产生很高的压力脉动，引起驾乘人员的不舒适感，这种现象被称为轰鸣声（Boom）[1]。

轰鸣声属于低频噪声，通常在25～100?Hz频率范围内产生，根据激励方式不同轰鸣声分为几种：发动机怠速轰鸣声，主要考虑频率范围在20～35?Hz内，由发动机惯性载荷引起；传动系统轰鸣声，主要考虑频率范围在30～80?Hz内，一般是由传动轴质量不平衡和后轴激励引起[2]；排气系统轰鸣声，主要考虑频率范围在20～100?Hz内[2]，由排气系统共振引起；不规则路面引起的冲击轰鸣声，主要考虑频率范围在20～100?Hz内；车身轰鸣声，影响轰鸣的车身模态有整车弯曲模态、车身地板局部模态、车身侧围板局部模态、备胎槽局部模态、后备厢盖模态、顶棚局部模态、声腔模态，主要有两阶声腔模态需要引起重视，一阶50～60?Hz，二阶100～110?Hz。

轰鸣声的产生有 3个因素：密闭乘坐室空腔、激励源、乘坐室壁板结构振动和空腔声学模态耦合[3]。分析轰鸣声的目的在于找到轰鸣声的激励源以及发生耦合的模态频率和振动板件，通过对以上3个要素的控制，从而实现乘坐室内轰鸣声的控制。

2 问题描述

某新研发的SUV样车，在试制阶段，主观评价发现全负荷加速工况发动机转速达到1?700?r/min时，车内后排乘客能明显感觉到轰鸣声，若该车型投放市场，必然引起顾客抱怨，影响市场销售，因此必须彻底消除加速轰鸣问题。

3 原因分析

3.1 道路测试

在平直道路上对车内后排噪声进行NVH测试，在后排乘客右耳位置布置麦克风，变速器挂3挡，进行全负荷加速工况测试，测试结果如图1所示。

从图1可以看出，当发动机转速达到1?700?r/min时，车内噪声存在明显噪声峰值，发动机二阶频率贡献量较大。样车为直列4缸四冲程发动机，轰鸣声频率为57?Hz，由于该频率较低，初步判定为车身结构共振，引起车内后排轰鸣声。

3.2 白车身模态试验

为进一步确认问题，对该样车进行白车身模态试验。样车采用自由―自由约束条件，用4条橡胶皮带分别固定车身前后4处位置，使车身悬挂，防止车身―弹性系统的刚体模态与车身的弹性模态相耦合。激励方式采取多点激励法，在车身前部纵梁处布置一个电磁激振器激振z向，在车身后部纵梁处布置一个电磁激振器激振y向，在车身后端面布置一个电磁激振器激振z向。激励信号采取触发随机信号，为能体现车身结构特征，在车身结构刚度较大的骨架等位置布置测点。分析频段取用0～200?Hz，频率分辨率为0.25?Hz。白车身模态测试结果见表1。

白车身的第12阶模态是车身后地板局部模态，频率为62?Hz（表1），与1?700?r/min问题点频率57?Hz接近，该轰鸣声有可能为后地板局部变形，向车内辐射噪声。

3.3 工作变形试验

为进一步确认车内后排轰鸣声是否由车身后部地板局部模态引起，对样车进行整车工作变形试验[4]。采用PCB三向加速度传感器布置测点，能够明确显示车身所有模态变形的结构点，对问题点后地板区域可以多布置测点。设置分析带宽为2 048?Hz，频率分辨率为0.5?Hz，在平直道路上进行3挡全负荷加速工况测试。采集实际工作情况下整车振动特性。对采样数据进行分析（表2），发现在全负荷加速工况1700?r/min时工作变形情况与白车身62?Hz的1阶模态振型基本一致，如图3所示。

3.4 声腔模态分析

为验证车身板件振动模态与空腔声学模态是否存在耦合，对驾驶室内的空腔声学进行了建模模态分析。空腔有限元模型平均单元尺寸大小为50 mm的六面体网格建立空腔体网格单元，并考虑仪表板、前围板、座椅等对空腔模态的影响。根据问题频率，设置分析频率范围在0～100?Hz。空腔模型的一阶模态频率为58.5?Hz，与后地板振动频率57?Hz接近，振型如图4所示，频率与振型都与后地板的模态存在耦合。

通过白车身模态和工作变形的试验分析结果，都可以看出工作变形在1?700?r/min时的振型与白车身62?Hz模态振型基本一致，通过声腔模态建模分析，存在纵向1阶模态频率为58.5?Hz，说明整车加速工况下车内后排1?700?r/min轰鸣声，由车身后地板振动与空腔声学模态耦合产生。

4 优化及验证

4.1 优化方案

根据上述分析结果，为控制车内的轰鸣问题，必须将地板的模态与车内空间声场的模态分开[5]。因此这里对车身后地板进行结构优化，增加两根加强梁（图5），以提高其刚度和模态频率，从而使后地板模态避开声固耦合频率区域。图6为改进后模态地板局部模态的分析结果。可以看出后地板模态频率提高到71?Hz，提高了9?Hz，足以避开1阶空腔模态频率58.5?Hz。

4.2 试验验证

对实施优化方案后的样车进行主观评价，发现1 700 r/min轰鸣声明显降低，达到可接受状态。同时，对该样车进行客观数据测试，从3挡全负荷加速工况下车内噪声数据（图7）的前后对比上可以看出，轰鸣声较原状态下降5?dB(A)。

5 结论

（1）针对某SUV加速工况车内轰鸣声问题，通过试验测试和CAE建模分析确定是因为车身后地板局部模态和车身空腔模态耦合引起的。并通过对车身结构优化，避开了车身结构模态与空腔模态耦合，从而大大降低轰鸣声。

（2）通过本文的研究表明，对车辆NVH的控制不仅需要考虑车身较大面积的板件（如地板、顶棚、侧围）结构模态优化设计，同时还应考虑空腔声学模态频率分布，避免板件振动频率与空腔模态频率耦合而产生车内的轰鸣。