“源”-“路径”-“响应”分析法在某房车怠速轰鸣音上的应用

林文干 于友明 李浩亮 李安民

东风汽车股份有限公司 商品研发院 武汉 430057

NVH性能是衡量整车舒适性以及彰显技术实力的重要标志，NVH性能已成为一辆车能否赢得市场青睐的衡量标准。而轰鸣音作为NVH性能的重要表现形式之一，不仅影响客户对整车舒适性的评价，而且会极大影响驾驶安全性，因此避免轰鸣音的发生显得尤为重要。[1]

本文以房车为研究对象，进行了大量试验、CAE分析，按照“源”-“路径”-“响应”NVH控制分析方法，分析了怠速车内轰鸣音的产生原因及影响因素，“源”-“路径”-“响应”分析法在解决实际NVH问题很实用，其可让工程师思路清晰、重点分明，快速找到问题。

1 轰鸣音产生机理

1.1 轰鸣声介绍

空气作为弹性体在车身封闭起来的空腔内会形成许多振动模态或声腔模态， 当密闭的驾驶室受到压缩时，就会产生体积变化并有很高的阻抗。而围成汽车驾驶室的壁板是非刚性的， 声腔模态与车身某结构振动模态有可能会产生很强的耦合作用。这种低频耦合模态在激励作用下响应如果过高， 将会在车内产生很高的压力脉动， 引起人耳不适， 甚至出现头晕、恶心等症状，这种低频声音称为轰鸣音（Boom）[2]。

根据轰鸣声产生的原理， 驾驶室产生轰鸣声的前提条件有：激励源、封闭的驾驶室和构成驾驶室的板件振动与驾驶室声腔模态声学耦合。消除轰鸣声的主要工作是找到并消除激励源、提高传递路径的隔振衰减效果、修改发生声学耦合的板件结构或者改变声腔结构， 从而达到消除轰鸣声的目的。

1.2 轰鸣声的源-路径-响应介绍

轰鸣噪声的激励源主要有：发动机激励的结构振动噪声；传动系统的旋转部件的不平衡以及不等速万向节引起的被动传动轴二阶振动而引发的；路面激励，由轮胎径向刚度差异、侧偏和偏心以及不规则路面冲击激励。但问题样车轰鸣音出现在怠速工况，源就是发动机的振动、噪声，路径是发动机悬置、排气管吊挂以及机舱到车内的声传路径，响应是车体的振动与车内声腔的声学耦合。

2 现状分析

2.1 问题描述

问题车是某轻型客车，改装成房车后车内怠速轰鸣音较大、耳压感强烈，且半年后轰鸣音有所加剧，客户无法接受。

2.2 问题诊断

用NVH专用设备采集问题车主驾右耳、最后排的噪声，主要关注低频轰鸣声，车内噪声频谱如图2所示。25 Hz的噪声峰值最高，主驾右耳25 Hz峰值是99.3 dB，25 Hz恰好是发动机二阶激励频率。试验比较了车窗玻璃关、开一半的数据，可以看出开车窗玻璃后轰鸣音减少，提醒工程师需要关注声腔模态。

图1 轰鸣音“源”-“路径”-“响应”示意图

图2 怠速车内-机舱噪声频谱图

3 源-路径-响应分析

3.1 源分析

源的分析至关重要，首先要明确问题车辆振动噪声源是否异常，怠速时振动噪声源只有发动机。如图3是刚体振动、机舱噪声的比较，问题车辆的刚体振动、机舱噪声与正常的商品车基本一致。判断源是正常的，下一步要剖析路径。

图3 问题车怠速缸体振动-机舱噪声频谱图

3.2 路径分析

问题诊断中已测得该车的轰鸣问题频率是25 Hz，并且机舱到车内的声学包没有变动，重点分析振动的传递，怠速工况重点分析悬置、排气吊挂软垫。

测试问题车、商品车发动机悬置振动情况，图4是隔振率比较图和被动侧振动比较图，要求各点各方向隔振率≥70%、要求各点各方向被动侧振动≤0.3 m/s2，问题车隔振率有2个方向不满足要求，被动侧振动有6个方向不满足要求，而商品车在隔振率、被动侧振动方面都满足要求。可以推测问题车发动机悬置不良，拆下悬置如图4所示，右悬置出现撕裂、干涉。

图4 两台车发动机悬置振动比较

同理进行了排气吊挂软垫隔振率、被动侧振动测试，问题车与商品车隔振率、被动侧振动相当，且二者都满足设计要求。

悬置出现撕裂、干涉，其隔振率必然受影响，换悬置后复测隔振率，隔振率、被动侧振动均已满足要求。主观评价问题车，地板振动、方向盘振动有较明显改善，但车内轰鸣音没有改善。车内噪声的测试结果如图6所示，主驾右耳25 Hz轰鸣音只降低了1.3 dB，最后排25 Hz轰鸣音只降低了0.8 dB，改善效果很小。

图5 问题车发动机右悬置出现撕裂

图6 换悬置前后车内噪声比较

虽然调查出问题车发动机悬置出现撕裂、隔振不合格，但更换后改善效果不明显，说明其不是要因，需进一步剖析响应。

3.3 响应分析

问题车是客户改装的房车，已排查源、路径，问题聚焦到响应上，仔细比较房车与现有商品车差异。如图7所示，客户在顶盖上加装了行李架、太阳能电池板，明显增加顶盖质量，在一定程度上降低了顶盖刚度、模态；车内增加了卫生间、办公桌、冰箱，改变了车内的空间、声腔模态。

图7 问题车改装主要部位照片

3.3.1 顶盖振动响应分析

结合改装现状评价怠速轰鸣音，车身振源疑似前顶盖“拍振”，测试比较问题车及商品车B柱1点、前顶盖4点振动，发现两台车B柱振动相当（且问题车比商品车略小），问题车前顶盖4点最大值为1.5 m/s2，但商品车最大值为0.4 m/s2，问题车前顶盖振动明显大。

为进一步验证前顶盖刚度、模态是否要因，在问题车前顶盖布置两个加速度计，主驾右耳布置一个传声器，力锤敲击前顶盖（加速度传感器附近），如图8所示。前顶盖在26.5 Hz、31.1 Hz有局部模态，前顶盖到主驾右耳的NTF在26～31 Hz频段峰值都较大。商品车的前顶盖局部模态为32 Hz，且前顶盖到主驾右耳的NTF在26～31 Hz峰值不明显。客户改装过程中增加了顶盖质量，降低了前顶盖的刚度、模态，前顶盖局部模态26.5 Hz与怠速发动机二阶激励很接近，前顶盖怠速共振。

图8 问题车前顶盖VTF、NTF测试

同理进行了中顶盖、后顶盖的力锤敲击试验，二者局部模态都在23 Hz左右，较商品车都有大幅降低，其到主驾右耳的NTF在25 Hz峰值不明显。问题集中到前顶盖，为进一步验证前顶盖怠速时上下“拍振”车内声腔，进行怠速ODS测试，如图9是测点示意图及测试结果，前顶盖是上下“拍振”车内声腔，且越靠近前挡风玻璃振幅越大。

图9 问题车前顶盖怠速ODS测试

3.3.2 声腔模态分析

声腔模态有限元模型的建立和结构模态模型的建立是有一定区别的。利用Hypermesh软件在车身结构有限元模型的车身空腔内壁提取与空气接触的表面，构成一个密闭的声学空腔，由于密闭空腔是不规则的形状，所以在划分网格的过程中使用四面体单元进行划分，单元长度选取为50 mm，模型建立时考虑了座椅结构及材料属性。声腔模态计算结果如图10所示，改装车一阶声腔模态频率为33.0 Hz，但商品车一阶声腔模态频率为46.5 Hz,。改装后车内声腔结构被改变、体积减小，一阶模态频率降为33.0 Hz，与发动机二阶激励相近，且主驾、最后排压力分布大，司机感受较差。

图10 声腔模态比较

4 改进分析

综合分析，问题车改装后，前顶盖、车内声腔模态都与怠速发动机二阶激励相近，导致声学耦合出现轰鸣音。消除该问题车怠速轰鸣，应降低前盖怠速振动、改变车内声腔模态。基于客户改装现状，改变车内布局难以实现，拆除顶盖行李架及电池板也不现实，唯一对车辆功能改动小且客户易接受的是加强前顶盖、提高前顶盖局部模态降低怠速振动。

在征得客户同意情况下，对问题车前顶盖做了加强横梁、补强材处理，轰鸣音得到有效改善，满足客户诉求、。