某小排量发动机车辆起步工况车内轰鸣声研究

朱廉洁，胡冬杰，邱群麟，赵玉才，王 忠，陆 楠

（泛亚汽车技术中心有限公司 底盘工程部，上海 201208）

为满足日益严苛的油耗及排放法规要求，小型化、轻量化及高效率的动力总成开发已经成为广大主机厂的共识。特别是随着发动机技术的不断更新迭代，如缸内直喷、分层燃烧以及涡轮增压等新技术的引入，使得发动机的升功率和升扭矩获得了极大提升，这就导致同等功率需求下发动机排量的需求下降，从而可以用小排量发动机替代过去大排量发动机。事实表明，小排量发动机在性能、燃油经济性和降低摩擦损耗等方面表现更加突出。因此，具有众多优势的小排量三缸发动机逐渐成为家用轿车的动力主角。

然而，轻量化和小型化动力总成开发也给整车振动噪声性能集成工作带来严峻挑战。特别是小排量三缸涡轮增压发动机，一方面在低转速时因涡轮增压器未参与工作，输出扭矩小，容易出现小马拉大车的现象；另一方面，因缸数减少，在对外输出相同扭矩时需要更大的燃烧爆发压力来提供动力，从而产生更大的激励特性。虽然国内汽车行业经过多年发展，已经建立了相当完善的零部件自身的振动噪声开发体系，但顾客在车辆日常使用时会经历从启动、怠速、起步、爬行、加速、巡航、减速和停止等多个瞬态和稳态的运行工况，导致整车NVH(Noise vibration and harshness)问题层出不穷。这些问题往往是由各相关系统耦合产生，而不是某单一零部件所致。

针对车辆运行工况下的NVH特性，国内学者做了大量相关研究。朱廉洁等[1]从整车性能集成的角度对三缸发动机整车怠速振动性能作了研究，分别对三缸机1阶不平衡力矩和燃烧主阶次的激励提出了相应的系统性解决措施。针对滑行工况，齐钢等[2]通过在排气系统上增加亥姆霍兹共振消声器的结构设计，解决了因排气尾管噪声与车辆空腔模态耦合导致的车内轰鸣声抱怨。陈祝健等[3]通过结构优化设计，提升发动机水管的安装模态频率，有效解决了车辆加速异响及轰鸣声问题。芦浩等[4]通过增大离合器空滑进入滑摩擦临界点的轴向压缩量，解决了汽车起步抖动的问题。

到目前为止，并未见关于车辆起步工况下的噪声问题研究报道。本文将实际项目开发过程中车辆处于起步过程时出现的轰鸣声问题为研究对象，采用短时傅里叶变换方法对轰鸣声进行特征频率分析，并从系统集成的角度进行问题研究，寻找相应的解决方案及验证措施，可为后续项目开发提供借鉴。

1 车内轰鸣声产生的机理

1.1 车内轰鸣声产生的机理

空气作为弹性体在车身封闭起来的空腔内会具有许多振动模态或声腔模态。当密闭空腔内的空气受到外界激励时，会产生纯体积变化，与密闭空腔内的空气紧密耦合。如果这种低频耦合模态在激励下响应过大，会在车内产生很高的压力脉动，引起人耳不适，甚至头晕、恶心，这种现象常常称为轰鸣（Boom），有时也称鼓振[5]。轰鸣声属于低频噪声，根据激励源的不同可分为发动机怠速轰鸣声、路面激励轰鸣声、传动系激励轰鸣声等等。

1.2 排气驻波

从物理学上来讲，驻波就是两列振幅相同的相干波在同一直线上沿相反方向传播时形成的叠加波，且保持一种不变的状态；当外界激励频率与系统的本征频率相同时，激起高强度的驻波，也叫共振或谐振。

对于两端都开放的排气管道，其驻波频率由如下公式计算：

式中：c0为管道中的声速，单位为m s，n=1,3,5 ⋅⋅⋅，（奇数）；L为管子长度，单位为m。

在排气系统结构中，通常会存在着较长的连接管，如中消和后消连接管、排气尾管等，这些管道的第一阶驻波频率通常分布在100 Hz～200 Hz 之间。发动机运行时，如果激励频率与排气管驻波频率相同就会发生耦合，当能量大到可以传入乘客舱时，就会引起车内乘员抱怨。

2 起步辅助功能原理

起步辅助功能，即Launch assistant function，为小排量发动机特有属性。相比传统大排量发动机，小排量发动机车辆怠速时输出扭矩偏小。特别对于手动变速箱车辆，若顾客起步时油门和离合器配合不当极易发生车辆熄火事件，这会极大影响顾客的驾驶感受。因此，需通过一种特殊的发动机标定策略来辅助顾客操作车辆起步，即当发动机ECU（Engine control unit）判断出顾客要进行起步操作意图时，就会迅速提升发动机转速来提高输出动力扭矩，同时辅以变速箱等部件标定配合，确保顺畅地完成起步过程。

此策略主要需求来自手动变速箱，因车辆平台的共用性策略，通常会推广至自动变速箱配置。

3 短时傅里叶变换原理

要解决振动噪声问题，首先要确定问题的特征频率。一般的信号分析方法如傅里叶变换等只适用于分析稳态信号，并且变换到频域后就会失去时间信息。而为了准确描述这种起步过程瞬态冲击特性的非平稳信信号，必须使用具有局部性能的时域和频域的二维变换分析方法。短时傅里叶变换方法（Short-time fourier transform method）就是处理非稳态平稳信号的一种适用、成熟的时频分析方法。

短时傅里叶变换的基本思想为：将整个时域过程分解成无数个等长的小过程，每个小过程可以近似看成平稳信号。在数学处理上则用一个时宽足够窄的窗函数与时间信号相乘，窗内的信号近似为平稳信号，然后在窗内进行傅里叶变换，得到信号的瞬时频谱。随着截取窗在时间轴上移动，从而得到整个时间域上的频谱。其计算公式为：

式中：x(t)为被分析的信号；g*(t-τ)称为窗函数；τ代表截取窗在时间轴上的位置。对被分析的信号进行短时傅里叶变换，得到该信号在各个截取窗内的功率谱密度(Power spectral density，PSD)。PSD代表信号在整个频率范围的能量分布，PSD的值越大，说明该频率下信号的能量越多[6]。

4 车内轰鸣声实例分析

4.1 问题描述

本分析案例是某款正在开发的三厢车型，该车型动力总成配置为1.3 升三缸发动机与手动变速箱以及自动变速箱组合。典型的配置自动变速箱车辆起步过程见图1 所示。图中横坐标为时间，单位为秒；纵坐标为发动机转速，单位为转/分钟。整个过程主要分为4个阶段：阶段A为车辆怠速、变速箱空挡、发动机转速维持在830 rpm(revolution per minute)；阶段B为车辆怠速、变速箱为Drive前进档，发动机转速维持在1 000 r/min；在阶段C 松开制动踏板，此时ECU 判断车辆即将起步，触发起步辅助功能，发动机转速迅速上升至1 100 r/min；在阶段D发动机和变速箱完成起步匹配工作，车辆开始爬行，此时发动机转速回落并维持在1 000 r/min。

图1 典型车辆起步阶段发动机转速变化过程

经主观评估，在阶段A、B、D车内振动噪声均能被接受；但在阶段C车内存在着较大的轰鸣声，整个瞬态过程大约持续5 秒钟，该问题亟需解决。类似地，配置手动变速箱车辆怠速工况下档位置入1 档时，ECU就会触发起步辅助功能，发动机转速上升至1 100 r/min，即由阶段A 直接进入阶段C；随后通过驾驶员的油门和离合器配合操作完成起步过程。同样地，在阶段C车内轰鸣声不能被接受。

4.2 问题分析及排查

文中采用西门子LMS Test. Lab 工业软件对起步过程进行了相应的声学测试，并利用其后处理软件时变频率分析模块（Time-variant frequency analysis）中的短时傅里叶变换分析方法进行轰鸣声特征频率提取。

图2为在车内后排座椅位置处测得的声压数据时频分析图，其中横坐标为时间，单位为秒；纵坐标为频率，单位为赫兹；声压级的大小通过云图显示，单位为dB(A)。可以看出对应于图1的阶段C（时间点在23 秒至30 秒之间）存在大约200 Hz 的高亮区域，其声压级为56 dB(A)；通过滤波回放分析确认其为该轰鸣声的问题频率。

根据NVH 的源、传递路径到响应点的开发原则，将该车辆安装在消声室的底盘转毂上作进一步的声学排查测试。结果表明：排气尾管噪声在阶段C 也存在着大约200 Hz 的轰鸣声；并可以通过分部运转以及系统振动隔离等手段排除排气消声器壳体辐射噪声以及排气系统结构传递对车内轰鸣声的贡献；通过在排气尾管处加装绝对消声器来屏蔽尾管噪声，车内轰鸣声现象消失，且200 Hz 的高亮区域也不复存在。由此可断定该车内轰鸣声与排气尾管噪声强相关。对图2 作进一步分析，可以看出起步过程的阶段A、B 和D 同样存在着大约200 Hz 的亮色区域，只是能量远低于阶段C，不足以引起乘客抱怨。这是由于瞬态阶段C 起步辅助功能的介入，需要发动机喷油操作迅速将目标转速提升至1 100 r/min，此过程激励增大，恶化了车内轰鸣声。

图2 车内后排噪声时频图

排气尾管的噪声控制主要通过合理的排气消声器设计来实现。根据排气消声器开发设计理念，要求其在发动机工作范围的全频段内都具有良好的消声性能。根据前期项目开发经验[7]，此200 Hz 的单频轰鸣声通常是由排气系统，特别是系统中的长连接管道结构的驻波引起。参考排气系统结构参数以及该工况下的排气气体温度和声速，根据式(1)计算得到主要管道的1阶驻波频率分布，见表1。

表1 排气系统主要长管道1阶驻波频率

对于三缸四冲程发动机，其燃烧激励频率可根据式（3）计算。

式中：fi为发动机点火频率的第i次谐波，i取正整数；当i=1时，f1为发动机的燃烧基频；N为发动机转速，单位为r min；M为发动机气缸数，此处M取3。

阶段C 发动机转速在1 100 r/min 时的第7 次谐频（式中i取为7），即第10.5 阶燃烧激励频率为192 Hz。至此，可以判定车内轰鸣声与排气系统的驻波频率强相关。这里需要说明的是，发动机的激励频率、排气系统驻波频率以及根据分析获得的车内轰鸣声问题频率，三者之间存在的偏差是由于数据分析处理时参数选择的精度所引起，它处于工程中可接受的范围内。

4.3 问题解决及验证

NVH性能开发除应满足客观指标外，还需要满足主观评估要求。主观评估反映了顾客对某一振动噪声性能的真实感受，它采用10分制格式（1分至10分），分值越高意味着振动噪声性能越优秀；低于5分（包括5分）表示该性能不能被乘客接受且汽车制造商认为该车不能销售；高于6分（包括6分）表示顾客能够接受且汽车制造商认为该车可以销售；高于8分的评价则表明该性能只有受到专业训练的人员以及非常挑剔的顾客才能觉察到。对于因轰鸣声导致的人体不适，主观评估结合客观数据分析非常有效，这也是业内对于NVH开发的共识。

根据NVH问题解决准则，首要选择是通过在源头上优化起步辅助目标转速来降低排气系统轰鸣声。对于配置自动变速箱车辆，进入前进档后发动机转速就进入1 000 r/min，经评估此时的储备扭矩和起步驾驶质量都能满足要求，因此可尝试采用将起步辅助目标转速与怠速转速相匹配的措施。表2给出优化后的主观评估和客观测试结果。该方案使自动变速箱配置车辆的主观评估结果由原先的6分提升至7.5分，车内后排轰鸣声声压级从56 dB(A)降低为51 dB(A)；且该方案的实施并未给项目带来明显的时间和成本压力。

表2 优化起步辅助目标转速评价结果

对于配置手动变速箱车辆，由于起步过程的瞬态激励以及发动机转速变化较大（从830 r/min上升至1 000 r/min），车内后排轰鸣声维持在55 dB(A)，问题依然存在，因此文中又做了进一步研究。

根据驻波计算式(1)，一旦排气系统设计冻结，其结构尺寸以及相应的驻波频率也就确定。此时，有两种常见的噪声解决方案：方案一，改变排气管道长度，避开激励频率，弱化驻波波峰效果；方案二，设计对应问题频率的共振腔消声器，从根本上消除驻波产生的噪声[7]。然而，起步辅助功能策略的实施已经处于项目开发后期，该阶段排气系统声学调试、性能验证以及生产模具开发等工作都均已基本完成，此时若通过增加容积设计共振消声结构，会极大影响项目开发周期、时间和成本等。方案的实施需要力求做到全局最优，因此方案一“改变排气尾管的长度设计，避开激励频率”显然就成了当前的最优选择。

图3 展示了排气后消声器结构示意图，通过在排气尾管F处周向增加56 个孔径为3.5 mm 的圆形穿孔（在声学上可看成将长度为1 100 mm的管子分割为800 mm和300 mm的两段），新的长尾管1阶驻波频率由原先的198 Hz提升至260 Hz。同时，在图示区域G处优化吸声材料的填充，有助于进一步降低排气尾管噪声。该优化方案基本上没有改变排气系统的原有流体、声学等性能。图4 展示了优化后的后排座椅位置处声压数据时频图。

图3 排气尾管结构优化示意图

图4 优化后的车内后排噪声时频图

可以看出在起步辅助功能工作时，200 Hz 处不再有明显的轰鸣声云图亮带，声压级为51 dB(A)，且新的驻波频率260 Hz 处声压级也远远低于51 dB(A)。随后协调项目成员进行主观评估，该方案获得了开发团队的一致好评，给出了7.5 分的评估结果。需要说明的是，虽然排气前管也存在199 Hz 的1 阶驻波频率，但其能量经过整套排气系统的消声器以及管路的衰减，对车内轰鸣声并没有明显的贡献，因此无需采取降噪措施。

5 结语

本文对车内轰鸣声、排气驻波产生原理和相应的驻波频率计算方法做了阐述。实施起步辅助功能可以有效解决小排量发动机起步扭矩不足的问题，但由此也带来了相应工况下的车内轰鸣声抱怨。本文采用短时傅里叶变换分析方法分析了轰鸣声问题的特征频率，同时以系统集成的角度对问题加以研究。结果表明，问题产生的根源在于起步辅助功能工作时，瞬态变化的发动机燃烧激励与排气系统尾管的1 阶驻波发生耦合，从而产生了排气轰鸣声。该轰鸣声经过空气传递路径进入到车厢引起车内抱怨。因此，针对配置自动变速箱车辆，可以通过优化标定即采用在源头上匹配优化起步辅助目标转速与怠速转速的方法；对于配置手动变速箱车辆，本文在未增加排气空间、项目成本的前提下，采用了驻波频率偏移并在源头上优化吸声材料的方法来降低排气声能量。两种最优方案的实施，分别将配置自动变速箱车辆和配置手动变速箱车辆的车内后排轰鸣声从56 dB(A)降低到51 dB(A)，取得了5个分贝的降噪效果，主观评估结果均提升至7.5 分，为后续整车NVH及排气系统的开发提供了借鉴。