某乘用车加速工况前排车内轰鸣研究

井聚，刘涛，秦宾，李守魁，陈晓梅，周涛

（1.130011 吉林省 长春市 汽车振动噪声与安全控制综合技术国家重点试验室；2.130011 吉林省 长春市 中国第一汽车集团有限公司研发总院NVH 研究所）

0 引言

随着汽车工业的发展和人们生活水平的提高，人们对汽车的舒适性、驾驶性、振动噪声、人机工程等诸多性能要求也越来越高。振动噪声作为汽车的性能之一，已成为人们购买和使用中的重点关注项。POWER J D、APEAL、IQS 等的市场调研结果表明，相对于油耗、操控等性能，越来越多的用户更为关注整车振动噪声性能及由此引起的车内轰鸣声品质[1-3]。

车内轰鸣声是汽车噪声问题中常见的一种，本文针对某SUV 在发动机转速为3 000～4 000 r/min 时车内出现的明显异常轰鸣噪声进行分析，发现前副车架横梁模态偏低，导致动力总成激励通过副车架共振放大，引起车身钣金振动产生噪声。通过改变前副车架横梁结构和连接方式改变副车架模态，并进行方案验证，改善效果明显，车内异常轰鸣声消失。

1 问题概述

某SUV 车在全油门加速行驶过程中，当发动机转速在3 000～4 000 r/min 时，车内前排出现沉闷轰鸣声，主观感觉较明显，严重影响驾乘舒适性。通过对车内噪声进行3 挡全油门加速测试，发现前排2 阶噪声在3 000～4 000 r/min 存在明显峰值，最大值为69 dB(A)，如图1 所示。

图1 3 挡全油门加速前排噪声测试结果Fig.1 Front-row noise test results of three-gear full throttle acceleration

2 轰鸣声影响因素分析

该车的轰鸣声是发生在定转速范围、大油门的低频轰鸣声，此类轰鸣声传递到乘员耳旁的路径如图2 所示。

图2 轰鸣声传递路径图Fig.2 Booming noise transfer path diagram

激励源主要包括动力总成自身激励和排气管口噪声，传递路径涉及悬置系统、副车架、车体结构、排气系统和吊耳以及车身的隔声能力和对激励的响应情况。

对传递路径进行排查测试分析，进气系统、排气系统实际噪声水平和悬置、排气吊耳的隔振和车身隔声能力都达到既定开发目标，且在对应频率未发现异常。而在副车架上检测到对应转速范围内，发动机2 阶振动在3 150 r/min 和3 450 r/min 存在峰值，如图3 所示，因此锁定副车架为主要研究方向[4]。

图3 3 挡全油门加速副车架Z 向2 阶加速度测试结果Fig.3 Test results of Z-direction second-order of three-gear full throttle acceleration subframe

通过模态实验分析，副车架前横梁在107 Hz和116 Hz 最为薄弱，弯曲模态明显，如图4 所示。

图4 前副车架前横梁弯曲模态振型示意图Fig.4 Bending mode diagram of front cross member of front subframe

因此，该车加速行驶时车内轰鸣噪声主要是前悬架前横梁弯曲模态偏低，致使整个前舱的整体刚度不足，在发动机的2 阶惯性力作用下，产生严重的轰鸣，文献[5]也可以发现相似的结论。

3 解决方案及效果验证

3.1 方案1 优化副车架前横梁结构

将副车架前横梁的截面形状换为同平台不同类型副车架结构，将前横梁结构更改为铝合金材质，截面形状更改为矩形结构，增加X方向和Z方向刚度。副车架前横梁质量从2.1 kg 降低至0.7 kg，但1 阶模态从107 Hz 提升至179 Hz，如表1 所示。

表1 前副车架前横梁弯曲模态对比Tab.1 Comparison of bending mode of front cross member of front subframe

考虑到快速验证更改效果，将铝合金前横梁直接使用AB 胶紧固在前副车架上进行验证。3 挡全油门加速，车内2 阶噪声峰值频率噪声从69 dB(A)降低至63 dB(A)。主观评价无轰鸣声，如图5 所示。

图5 前横梁加强前后车内2 阶噪声对比Fig.5 Comparison of interior noise before and after front cross member reinforcement

3.2 方案2 副车架前横梁增加吸振器

动力吸振器[6-7]是一种在汽车、建筑、航天等行业经常使用的减振机构。汽车NVH 中存在着不少窄频带的NVH 问题，受工程条件限制，很多情况下无法直接更改结构，动力吸振器就是一种很好的选择。起作用的手段可以通过调节附加在主结构上的吸振器参数来实现。

针对某一需要减振的结构件，可以将此结构件振幅较大方向上的振动特性等效为一个单自由度系统，然后匹配动力减振器，因此首先需要确定等效主系统的等效质量、减振频率、阻尼比等参数。结构件的模态特性可以通过模态试验或模态计算得到。对结构件进行模态试验，可以得到需要减振件的主要阶次频率值和阻尼比，而频率值也可以通过模态计算求得。

使用文献[6]中动力吸振器的设计方法，在副车架前横梁上设计动力吸振器。安装吸振器后副车架前横梁上的频响特性与原状态对比结果如图6 所示。在100～200 Hz 范围内，前副车架前横梁上的响应有明显降低。

图6 增加吸振器前后前横梁频响对比Fig.6 Comparison of frequency response of front cross member before and after adding vibration absorber

安装吸振器后，3 挡全油门加速工况，车内2阶噪声与原状态对比结果如图7 所示。2 阶噪声在3 000～4 000 r/min 范围内整体幅值降低至62 dB(A)以下，主观上无轰鸣噪声。

图7 加吸振器前后前排2 阶噪声对比图Fig.7 Comparison of second-order noise in front row before and after adding vibration absorber

3.3 方案对比

对比2 个方案的优缺点，结果见表2。

表2 方案1 和方案2 优缺点对比Tab.2 Comparison of advantages and disadvantages between Scheme 1 and Scheme 2

虽然方案1 可以将质量降低1.4 kg，但是综合考虑，优化副车架前横梁面临实施周期长、改动量大、成本高等缺点，决定采用方案2 解决轰鸣问题。

4 结语

本文研究了某SUV 车全油门加速时，由前副车架前横梁模态低导致整个前舱的整体刚度不足，在发动机的2 阶惯性力作用下，前排产生严重的轰鸣声问题。通过对比更改前横梁结构和增加动力吸振器方案，选择加装动力吸振器作为前排轰鸣问题的解决方案。提高了整车NVH 水平。