陈德欣 孙宇轩 颜伏伍 雷超宏 张宇

摘 要：以某车型路噪轰鸣声为研究对象，首先通过试验测试和声腔模态分析获知问题产生的原因为声固耦合。然后针对问题频率，提出利用仪表板下方空间加装大容积低频谐振腔的噪声控制方法。最后试验验证表明，该方案使得噪声峰值下降6dB（A），有效控制了低频路噪轰鸣声问题。该技术可为类似问题的控制与优化提供参考思路和方案借鉴，具有一定的工程应用价值。

关键词：路噪，低频谐振腔，声腔模态

Abstract： This paper took the "Boom" road noise as the research object and found out the reason is structure-acoustic coupling through experiment and acoustic modal analysis firstly. Then the method of noise control was proposed with the application of a large low frequency resonator under the dashboard. Finally， the results verified by experiment show that 6dB （A） is reduced at the noise amplitude and the "Boom" at low frequency is controlled efficiently. This method provides approaches and references for similar problem and has a great value in engineering application.

Key words： road noise， boom，Low frequency resonator，Acoustical modal

1. 前言

汽車行驶时驾乘人员对车内噪声有着直观感受，而车内噪声往往直接影响消费者的购买意愿和使用满意度。车辆在中低速行驶过程中，如果存在由路面激励引起的类似于敲鼓的“咚、咚、咚”低频轰鸣声时，会有极不舒服的压耳感，极易引起人耳不适，甚至头晕、恶心，必将导致驾乘人员产生抱怨和提起投诉。虽然在前期整车集成过程中有对NVH性能进行严格的控制，但在后期调教过程中仍然会遇到一些意料之外的难题，路面引起的低频轰鸣声便是其中较为典型的一种，因此它成为汽车NVH性能研究的焦点之一。

路噪低频轰鸣声主要是因为车辆在行驶状态下，受到来自路面的激励，经底盘悬架系统传递到车身系统，与车身某些钣金件振动频率和声腔固有模态频率产生强耦合作用，使声腔体积发生变化而在车内产生较高压力脉动所致。

由于声腔模态很难改变，因此在工程应用中，解决路噪低频轰鸣声问题通常有以下途径：一是控制振动传递，衰减传到车身上激励。例如优化悬架系统，衰减激励力[1];二是加强壁板结构，降低辐射噪声。例如使用补强胶提高板件刚度[2];三是优化结构频率，避免声固耦合。例如通过优化车身壁板加强筋等措施改变车身结构模态[3]-[4]。然而在整车开发的后期，如若对车身结构进行变更和重新设计，将导致成本增加和大量资源浪费。基于这一情况，本文针对某车型路噪低频轰鸣声问题，提出利用仪表板下方的空间加装大容积的低频谐振腔的噪声控制方案，为解决该问题提供了一种新的思路和途径。

2. 车内路噪低频轰鸣声原因分析

2.1状态呈现

某车型以50km/h的速度匀速行驶在粗糙水泥面上时，驾乘人员明显感受到 “咚、咚、咚”类似敲鼓的低频轰鸣声，严重影响乘坐舒适性。车辆在此行驶工况下，激励力主要来自发动机和凹凸不平的路面，于是在驾驶员右耳旁布置麦克风，在发动机悬置和悬架控制臂布置振动传感器，测试该工况下的噪声和振动。

测试数据（见图1）表明，该工况下驾驶员耳旁噪声总值69dB（A），虽不算很高，但在41Hz处存在一个59.5dB（A）低频噪声峰值，能量远高于其它频带上的噪声，为主要贡献量。与主观感受到的低频轰鸣声相吻合，由此可知，该低频轰鸣声对应主要贡献中心频率约为41Hz。

2.2 问题诊断分析

结合发动机悬置和悬架控制臂的振动对噪声的关联性进行分析，以确定激励源。振动、噪声频谱图（图2）表明，控制臂振动能量基本完全集中在41Hz处，形成很大的振动能量峰，与问题噪声特性一致，而悬置振动频谱无这一特性。由此可知，主观感受到的低频轰鸣声是由来自路面激励引起的结构噪声。

结构路噪引起的主要原因是路面的激励经过悬架传递到车身辐射到乘客耳旁的噪声，如果与声腔模态耦合，噪声会进一步被放大，从而引起不舒服的压耳感，使人感到头晕、恶心。

进一步对声腔模态进行分析，车室声腔为白车身、车窗玻璃、开闭件等共同构成的封闭空间。通过有限元仿真计算，得到声腔模态频率及振型见表1。

由表1可知，第一阶声腔模态频率的计算结果为43Hz，与路面激励频率41Hz、问题噪声主要贡献频率极为接近，判断有发生声固耦合，从而放大辐射噪声。下一步工作则是针对问题频率在仪表板内设计谐振腔。

3. 车内路噪低频敲鼓噪声优化控制

3.1 谐振腔设计思路

谐振器是基于Helmholtz谐振原理设计的，图3为谐振器原理图。谐振器是由3个容积不同的谐振腔组成，分别用来降低不同频率的噪声。其中V、S、L分别表示谐振腔的容积、喉口截面积、喉口长度。当声波传到谐振器时，喉口处的气体在声波的压力下，往复运动，由于喉口中的气体具有一定的质量，它会抗拒由于声波作用引起的速度变化;颈壁的摩擦和阻尼作用而将部分声能变为热能消耗掉，充满气体的空腔V具有阻碍小孔的压力变化的性能。当外来声波的频率与谐振器的固有频率相同时，就发生共振，共振时喉口处的小气柱振幅最大，运动速度也最大，摩擦阻尼吸收的声能也最多[5]-[6]。

谐振腔公式：

式中，f=谐振频率，C=声速，s=喉口截面积，d=喉口直径，L=喉口长度，t =0.8d

3.2 仿真模型驗证

通过数模检查，仪表盘板在内部大约有6L左右的异形空间可以利用。基于项目组提供的空间尺寸设计谐振腔，通过仿真手段验证方案的可行性。

由表2可知，在43Hz附近的第一阶声腔模态响应幅值大幅下降，方案具备可行性。

3.2试验测试验证

制作谐振腔手工样件，并测试手工样件的共振频率以确保制作准确。手工样件如图4，其共振频率43.7Hz，如图5。

3.3 效果验证

谐振腔安装后，开展整车粗糙水泥路面50Km/h匀速噪声试验测试，获取驾驶员耳旁噪声测试结果见图6。由图6可知，采取整改措施后，41Hz处的低频噪声峰值降低6dB（A）。主观驾评结果表明，该况下已无“咚、咚、咚”的低频轰鸣声。

4. 结论

（1）引起低频结构路噪的主要原因是路面的激励经过悬架传递到车身辐射到乘客耳旁的噪声，如果与声腔模态耦合，噪声会进一步被放大，引起轰鸣声。

（2） 提出利用仪表板下方空间加装大容积低频谐振腔的噪声控制技术来解决声固耦合的路噪问题，有效控制了某车型路噪低频轰鸣声。

（3） 本文的研究工作为NVH性能优化提供了思路参考和方案借鉴。

参考文献：

[1]吴超群，汪三龙，徐进等.国产自主品牌汽车车内噪声的识别与控制[J].噪声与振动控制，2012，4（8）：92-95.

[2]曹友强，邓兆祥，张宇，陈德欣.基于动态响应分析的汽车车身NVH性能优化控制[J].高技术通讯2013，23（8）：868-874.

[3]赵文杰，唐培，刘涛等.基于模态分析的整车加速轰鸣噪声研究与优化[J].上海汽车，2017，（8）：13-16.

[4]杨小超，闫硕，康菲等.某SUV起步车内轰鸣声问题分析与研究[J].农业装备与车辆工程，2017，55（4）：86-89.

[5]谭建伟，葛蕴珊，毕晔，韩秀坤，高力平.基于一维/三维模型耦合仿真的汽车进气谐振器设计[J].汽车工程，2007，29（10）：859-864

[6]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动[M].北京：北京理工大学出版社，2006