乘用車怠速車內噪聲源識別及控制措施研究

陳達亮李洪亮高輝車云龍

（中國汽車技術研究中心）

乘用車怠速車內噪聲源識別及控制措施研究

陳達亮李洪亮高輝車云龍

（中國汽車技術研究中心）

以某自主品牌乘用車怠速車內噪聲為研究對象，通過動力總成懸置系統(tǒng)隔振率試驗、車內噪聲分離試驗等方法定量確定車內各噪聲源的貢獻量大小，并從排氣管口噪聲源控制、懸置墊結構傳遞路徑控制及防火墻隔音墊空氣傳遞路徑控制等方面分別提出怠速車內噪聲控制的改進措施。采取改進措施后的試驗樣車怠速工況下車內噪聲降低3.5dB（A），達到國內合資品牌水平。

1 前言

怠速工況下，車內噪聲主要來自動力總成本體噪聲及不平衡激勵力和力矩傳遞至車身所引起振動而產生的噪聲。怠速工況車內噪聲從傳遞路徑上可分為兩大類別，即空氣路徑傳播噪聲（簡稱為空氣噪聲）和結構路徑傳播噪聲（也稱結構噪聲）?？諝庠肼曋饕赏ㄟ^車身縫隙或孔洞進入駕駛艙內的動力總成本體噪聲、消聲器殼體噪聲和排氣尾管管口噪聲組成；而結構噪聲則主要由動力總成不平衡激勵力和力矩經懸置墊傳遞至車身，以及排氣管路激振力經吊耳傳遞至車身引起振動所致。怠速車內噪聲控制首先是定量分析主要噪聲源的貢獻量大小，并進行排序，然后施加有針對性的控制措施。本文以某款自主品牌乘用車為研究對象，闡述該車怠速車內噪聲控制的流程、主要控制措施及其降噪效果。

2 怠速車內噪聲源識別試驗

該款乘用車怠速車內噪聲整體水平如圖1所示，其中駕駛員右耳處為48.63 dB（A），后排右側乘員右耳處為47.10 dB（A）。從圖1中可以看出，噪聲能量主要集中在600 Hz以下中低頻段，尤其是第2、4、6階次噪聲和200 Hz左右頻段噪聲。

基于CATARC數(shù)據庫，可知目前市場上怠速工況車內噪聲平均水平為：國外品牌乘用車為38～42 dB（A），國內合資品牌為42～45 dB（A），國內自主品牌為45～50 dB（A）。因此，要進一步提升該自主品牌乘用車品質，應對怠速車內噪聲作進一步處理，首要問題是尋找怠速工況下車內噪聲最主要的噪聲源。

2.1 動力總成懸置墊隔振率測試

動力總成懸置墊隔振率指標是反映一款乘用車懸置系統(tǒng)設計優(yōu)劣的重要指標，同時間接體現(xiàn)車內結構噪聲貢獻量大小。表1為動力總成4個懸置墊主、被動側振動幅值大小統(tǒng)計結果。按照一般規(guī)則[2]，懸置墊被動側振動幅值的大小應低于1/10倍主動側振幅值。因此，通過對比主、被動側振動加速度有效值，可以對相應懸置墊的隔振率好壞進行評價。試驗樣車在怠速工況下僅有左懸置墊的隔振率滿足要求，其它3個懸置墊在不同方向上都存在振動衰減不充分的缺陷。依據上述分析結果來判斷，該動力總成懸置系統(tǒng)需要進一步優(yōu)化。

表1 懸置系統(tǒng)隔振性能評價g

2.2 怠速噪聲部件分離試驗

為了定量分析怠速工況下各噪聲源對車內噪聲的貢獻量大小，以便有針對性地加以改進，對試驗樣車進行怠速噪聲分離試驗，測試結果如表2所列；進一步貢獻量計算結果見表3。

表2 怠速車內噪聲部件分離試驗測試結果dB（A）

由于部件分離試驗在室內且車輛懸空狀態(tài)下進行，會受到周圍環(huán)境的影響，因此其基準狀態(tài)（原車狀態(tài)）測量結果與室外空曠場地測試結果（圖1）相比有一定誤差，但是不影響部件貢獻量之間的比較和排序。由表3可知，對駕駛員右耳處噪聲的貢獻量而言，結構噪聲略大于空氣噪聲；而對后排右側乘員右耳處噪聲的貢獻量而言，空氣噪聲比結構噪聲大1.3 dB（A）。其中，針對駕駛員右耳處噪聲而言，各部件的貢獻量大小排序依次為懸置墊、動力總成本體噪聲、排氣尾管噪聲和吊耳；而對于后排右側乘員右耳處排序相似。由此可以確定，該試驗樣車怠速工況下車內主要噪聲源為通過懸置墊傳遞的結構噪聲、動力總成本體噪聲以及排氣尾管管口噪聲。

表3 怠速車內噪聲部件貢獻量計算結果dB（A）

3 怠速車內噪聲控制措施

依據上述怠速車內噪聲部件分離試驗結果，可以確定試驗樣車整改對象為動力總成懸置墊、防火墻隔音墊和排氣消聲器。

3.1 動力總成懸置墊改進

通過計算和試驗調校相結合的方法可以確定最佳的動力總成懸置系統(tǒng)方案。動力總成懸置系統(tǒng)扭矩軸坐標系定義如下：坐標原點位于質心處，X正向沿扭矩軸由飛輪端指向發(fā)動機自由端，Y正向水平指向排氣側，Z正向按右手定則確定，Rxx表示繞X軸方向，Ryy表示繞Y軸方向，Rzz表示繞Z軸方向。在動力總成質心慣量測試臺上測得該動力總成質心位置與轉動慣量參數(shù)見表4，其中Ixx、Iyy和Izz表示動力總成剛體轉動慣量，Ixy、Iyz和Izx表示動力總成剛體慣性積。利用自編動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)計算程序MOUNT[1]，由表5所述懸置墊動剛度參數(shù)，可以計算出該動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)參數(shù)（表6）。

表4 動力總成質量慣性參數(shù)

表5 動力總成懸置墊動剛度參數(shù)（優(yōu)化前）N/mm

表6 動力總成剛體模態(tài)能量分布（優(yōu)化前）

由表6可知，扭矩軸方向（Rxx為怠速工況下動力總成最大不平衡激勵方向）剛體模態(tài)能量主要集中在20.8Hz和28.1Hz。由于原車怠速轉速為900±50r/min，發(fā)火頻率為30±1.7 Hz，易激起扭矩軸方向的剛體模態(tài)，導致怠速工況NVH性能惡化。由此可見，該動力總成懸置系統(tǒng)與整車匹配設計不佳，需要進一步優(yōu)化。

按照一般規(guī)則[2～4]，扭矩軸方向模態(tài)頻率處于1/3～1/2倍發(fā)火頻率時最為理想。考慮到原動力總成扭矩軸方向角較大且左右承載懸置墊空間布置的限制，使得該懸置系統(tǒng)扭矩軸方向模態(tài)參數(shù)很難達到理想狀態(tài)。

在上述約束條件下，以懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率和解耦度參數(shù)為優(yōu)化目標，優(yōu)化懸置墊的各向剛度值，獲得改進后各懸置墊動剛度參數(shù)如表7所列，相應的剛體模態(tài)參數(shù)見表8。從隔振理論而言，改進后動力總成扭矩軸方向剛體模態(tài)頻率為21 Hz，所有剛體模態(tài)頻率皆處于隔振有效范圍內。同時，剛體模態(tài)解耦程度獲得較大提升，尤其是往復不平衡慣性力激勵方向（Z向）由43.3%增加至76.3%，扭矩波動激勵方向（Rxx方向）由54.5%增加至91.2%。結合極限工況試驗進一步微調，所確定的懸置墊改進樣件如圖2所示。試驗表明，改進后樣件使得樣車怠速NVH性能明顯改善。

表7 動力總成懸置墊動剛度參數(shù)（優(yōu)化后）N/mm

表8 動力總成剛體模態(tài)能量分布（優(yōu)化后）

3.2 防火墻隔音墊改進

原車防火墻隔音墊材料組分為無紡布和再生氈，其示意圖如圖3所示。由上述噪聲源識別結果可知，其隔、吸音性能不足，需要進一步提升。

基于原車防火墻隔音墊提出改進方案，其材料組分依次為無紡布、再生氈、EPDM、再生氈和無紡布，具體如圖4所示。為了加強隔音性能，在材料組分中增加了EPDM層，而提升吸音性能主要依賴于增大再生氈的厚度。利用混響-半消聲室法，測試改進前、后防火墻內前圍隔音墊試樣的隔聲量對比如圖5所示。

3.3 排氣主消聲器改進

考慮到怠速工況下排氣尾管管口噪聲和車內噪聲主要以低頻為主，且原車消聲器安裝空間有限，因此排氣主消聲器的改進原則為在不增加殼體容積的情況下，主要改善低頻特征噪聲。依據一維流體力學計算和經驗數(shù)據庫的支持，在不影響原車排氣背壓的情況下，提出排氣主消聲器改進方案如圖6所示。

4 怠速降噪措施驗證試驗

為了驗證上述一系列降噪措施的有效性，測試對比試驗樣車改進前、后車內噪聲和排氣尾管管口噪聲大小。

4.1 怠速車內噪聲測試

依據國家標準GB/T 18697-2002《聲學-汽車車內噪聲測量方法》[5]，在車內駕駛員右耳處和后排右側乘員右耳處布置兩個傳感器，測試怠速工況下改進前、后車內噪聲大小，結果如表9和圖7所示。

表9 改進前、后怠速車內噪聲對比dB（A）

由表9和圖7可知，通過施加降噪措施，可以使試驗樣車怠速工況下駕駛員右耳處噪聲降低3.5dB（A），后排右側乘員右耳處噪聲降低3.8 dB（A）。改進后，該車型怠速工況下車內噪聲基本達到了國內合資品牌的水平。

4.2 怠速尾管管口噪聲測試

依據國家標準GB/T 14365-93《聲學-機動車輛定置噪聲測量方法》[6]測試怠速工況下排氣尾管管口噪聲大小，結果如表10和圖8所示。從測試結果可知，改進后排氣尾管管口噪聲降低了4 dB（A），尤其體現(xiàn)在低頻段，達到了設計目的。排氣尾管管口噪聲的改善，在降低車內噪聲的同時，也有利于提升顧客對怠速工況下車外噪聲的主觀感受。

表10 改進前后怠速尾管管口噪聲對比dB（A）

5 結束語

以某自主品牌試驗樣車怠速工況下車內噪聲控制為研究對象，系統(tǒng)地闡述了整個改進流程、相關設計原則以及具體降噪措施，可知：

a.懸置墊隔振率測試能夠判斷懸置系統(tǒng)設計性能的優(yōu)劣，同時可以間接識別車內結構噪聲的來源。

b.部件分離試驗方法能夠定量分析出車內主要噪聲源的大小，為提出有效的降噪措施提供依據，在工程上是較實用的試驗手段。

c.動力總成懸置系統(tǒng)的設計應采用理論計算與試驗調校相結合的方式才能獲得最佳解決方案。

d.獲得優(yōu)良怠速工況車內噪聲的前提是在設計階段即已設定懸置系統(tǒng)、發(fā)動機以及排氣系統(tǒng)噪聲的相應控制指標。

1陳達亮.發(fā)動機整車匹配中的振動噪聲識別與控制研究：[學位論文].天津:天津大學，2008，51～57.

2龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動—理論與應用.北京:北京理工大學出版社，2006，280～282.

3Heinz Heisler.Advanced vehicle technology.Oxford:Butterworth-Heinemann，2002，368～449.

4Randall S Beikmann.Roll-down considerations in idle quality.SAE Technical paper series，2001-01-1501，1～3.

5國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局.GB/T18697-2002《聲學-汽車車內噪聲測量方法》.北京:中國標準出版社，2002，4～5.

6國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局.GB/T14365-93《聲學-機動車輛定置噪聲測量方法》.北京:中國標準出版社，1993，2～6.

（責任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2014年3月1日。

Investigation on Noise Sources Identification and Control of Idling Noise inside Car

Chen Daliang，Li Hongliang，Gao Hui，Che Yunlong
（China Automotive Technology and Research Center）

In this paper，a car model of domestic brand is taken as research object to investigate the interior noise control in idling.The vibration isolation test of engine mounts and interior noises separation test，etc.，are carried out to quantify contribution of different interior noise sources.Measures to improve interior noise control in idling are presented in this paper including control of noise source at exhaust outlet，control of suspension cushion structure transfer path，and control of air transfer path of firewall and sound-proof pad.With such modifications，the test car reduces its interior noise by 3.5 dB（A）in idling，which enables its noise level in line with that the noise level of Sino-foreign joint venture car products.

Car,Idling,Noise sources identification,Control measure

乘用車怠速工況噪聲源識別控制措施

U467.4+93

A

1000-3703（2014）07-0001-04