某客車低頻噪聲測試與改進

湯海洋， 劉 永

(華菱星馬汽車(集團)股份有限公司， 安徽 馬鞍山 243000)

車輛在行駛過程中常因車速和路面的變化，使得發動機和進排氣系統等各種聲源對車內產生持續的動態激勵。噪聲在車內傳播，會使駕駛員和乘客疲勞，同時造成心理的不適，嚴重影響汽車的舒適性[1]。

某客車在怠速及行駛過程中，車內噪聲偏大。針對該問題，本文首先通過各工況試驗[2]獲得整車各關鍵部位的噪聲聲壓；然后對低頻噪聲(一般將200～400 Hz劃分為中低頻，400～800 Hz為中高頻，800 Hz以上為高頻)在總體噪聲中的比重,尤其是對重點發聲和車內場點的低頻噪聲特征進行分析，再借助力錘并采用最小二乘指數法(LSCE)[3]與最小二乘復頻域法(PolyMAX)[4]對白車身進行模態試驗驗證，并提出相應的改進措施。

1 噪聲過大原因分析

某客車長7 190 mm，寬2 200 mm，高2 770 mm。配備ISF3.8s5168發動機，額定功率為125 kW，6擋手動變速器，輪胎規格235/75R17.5，最高設計車速130 km/h。

1.1 道路噪聲試驗方法

道路噪聲試驗覆蓋了車輛的各種狀態，系統性地得到車輛運行狀態時各關鍵部位噪聲聲壓級數據。根據實際道路、限速和使用條件，共包括怠速、GB 1495—2002加速、各擋位自由加速、勻速、連續自由升擋加速5種工況。由于整車發聲與接受聲音部位(場點)眾多，綜合重要的場點，將噪聲測點布置在發動機各方向、進排氣、變速器、車內駕駛員和第3、5、7排座位處。

整車道路試驗中數據采集設備為美國NI公司24位動態數據采集系統，控制器為PXI-8196，機箱為PXI-1042Q，動態數據采集卡為NI-PXI4472共40通道。試驗用傳聲器為北京聲望公司聲級計MPA401。進氣口測點的傳聲器布置在與進氣口成45°角且距離中心50 cm處；發動機曲軸處安裝光電傳感器以提取發動機轉速。按照GB 16170—1996[5]的要求，測量聲壓時域信號。

1.2 怠速時車內噪聲分析

在怠速 (750 r/min) 情況下，對噪聲能量分布進行分析，發現怠速時車輛噪聲源會出現明顯的階次現象，車內噪聲特征主要集中于發動機2階(25 Hz)、4階、6階、8階，以及125 Hz、250 Hz、400～520 Hz、1 250 Hz。由于發動機為4缸4沖程，則對噪聲影響最大的是第2階。

通過測試獲得車內測點部位的A計權1/3倍頻程數據，發現在中低頻區域250 Hz左右有明顯峰值，說明該頻段車內噪聲與聲源有相關性。駕駛員右耳噪聲如圖1所示。

圖1 怠速時駕駛員右耳A計權1/3倍頻程聲壓級

1.3 行駛時車內噪聲分析

各工況噪聲特征隨著轉速和車速的變化有很大的相關性和相似性。以低擋低速(4擋車速50 km/h)為例，此時發動機轉速為1 800 r/min左右(其2階頻率為60 Hz)，車內噪聲特征主要集中于發動機2階、4階和250 Hz(與怠速第8階激勵頻率一致)、400～550 Hz(駕駛員處)，其中第3排(如圖2所示)和5排的噪聲有明顯的突起。即在勻速行駛中噪聲能量主要集中在低頻段，高頻特別是1 000～1 250 Hz以上呈現斷崖式下降，可不作為分析研究的重點。

圖2 低速時第三排右耳A計權1/3倍頻程聲壓級

1.4 噪聲傳遞函數

噪聲傳遞函數是分頻段分析噪聲傳播過程中的衰減幅度。通過對發動機(上下左右4個方向)、進氣口、傳動軸、主減速器等部位的噪聲傳遞函數的分析可知,總體噪聲傳遞函數達到技術要求。圖3所示，激勵源在發動機上，輸出端在駕駛員右耳時，傳遞函數在30～50 Hz和180～250 Hz的范圍內有峰值，而在250 Hz 處普遍較大，是改進的重點。

從傳遞函數而言，低頻部分較為突出，高頻部分衰減較大。

(a) 低頻(30～300 Hz)

(b) 高頻(300～7 000 Hz)

2 白車身模態試驗分析

通過以上綜合分析可知， 怠速和某些行駛工況下的激勵處于250 Hz左右時，車內乘員耳旁普遍存在明顯相對應的峰值。在400 Hz以下，250 Hz附近噪聲傳遞函數偏大，當外界激勵到了上述頻段附近就會引起結構聲，車內低頻結構噪聲有進一步改進和優化的空間[6-7]，所以應該重點從車身結構上去分析和解決該問題。為了確認問題之所在，對白車身進行模態試驗[8]。

2.1 測試流程

1) 試驗準備。以寬彈性軟繩在白車身底部4個端點進行吊裝，保證白車身處于平衡靜止狀態，然后采用多次單點激勵多點拾振的方法進行試驗(一次僅敲擊1個點，3個激勵點輪流激勵。每個激勵點獲得多組數據，3次激勵得到3輸入600輸出的矩陣數據用于模態參數識別)。這種吊裝方法避開了主要模態的反節點(振動最大的點)。同時彈性軟繩的一階模態頻率(1.579 Hz)遠小于白車身一階模態頻率(一般為30%以下)。測試用系統為LMS-Test.lab系統，將所有獲得的矩陣數據分別采用LSCE時域分析法和PolyMAX頻域分析法對全局多自由度模態參數進行識別，并用MAC模態參數對這2種方法的結果進行比較。這2種方法是LMS分析系統的標準配置，如果兩者結果一致且符合MAC值，則說明結果是正確的。

2) 傳感器布置。模擬車身的實際尺寸，建立振型顯示幾何模型圖，共計364個測試點。對加速度傳感器的靈敏度進行校準，參照振型幾何圖，對每個測點用筆進行標記，按組布置加速度傳感器，每組測試7個點，共測試52組。為保證測試精度，采用多輸入多輸出測試；激勵點要避開模態節點和支撐點，選擇結構上剛性較大的點，還要能激起整車的振型。因此選擇3個激勵點(箭頭處)，分別在底盤骨架右前輪胎附近、底盤骨架右后輪胎附近以及頂棚骨架左后部，如圖4所示。

圖4 原型車振型幾何圖及激勵點

3) 數據采集。設定采樣頻率為512 Hz，力錘激勵時加力指數窗，采樣時間為4 s，取3次的平均值。

2.2 模態分析

通過采集得到所有測點的數據后，計算每個輸出對應輸入的頻率響應函數(FRF)并求和。為提高分析精度，設定每次計算的頻域范圍為50 Hz。在確定計算階數后，采用穩態圖的方法確定具體系統模態階次。根據所得信號計算得到分頻段的頻率響應函數的和，包括230～280 Hz關鍵頻段。根據穩態圖定義，采用PloyMAX方法得到穩態圖如圖5所示，曲線在250 Hz處有較大峰值，因此可以選擇250 Hz為某一階模態。LSCE法的穩態圖也在250 Hz附近有峰值。

圖5 力錘PolyMAX方法下230～280 Hz穩態圖

采用力錘(Hammer)激勵的LSCE法和PolyMAX法可以分別得到系統模態階次。采用最小二乘頻域分解方法(LSFD)進行模態參數識別，得到具體模態參數和每一階模態振型動畫。2種方法獲得的參數見表1。

表1 LSCE法和PolyMAX法的模型參數對比

從表1可以看出，2種方法所獲得的模態頻率基本一致。

以PolyMAX法為例，獲得的部分模態參數和振型如下：

1) 1階頻率14.477 Hz，阻尼比為0.37%，振型為頂部一階扭轉，左右圍沿Y向左右一階扭轉。

2) 2階頻率16.953 Hz，阻尼比為0.51%，振型為頂部一階扭轉，左右圍沿Y向左右一階扭轉。

3) 17階頻率250.02 Hz，阻尼比為0.03%，振型為底板前部，右圍前下部振動劇烈。

采用LSCE與PolyMAX方法進行模態分析后，通常采用MAC值比較振型的一致性和驗證模態參數的有效性。

PolyMAX自身的Auto-MAC對角線值為100%，其他數據大部分小于10%，說明相同模態之間是一致的；PolyMAX與LSCE 2種方法之間的Co-MAC對角線值絕大部分大于85%，說明不同方法得到的結果基本一致。綜上所述，對同一物理振型2種方法得到的結果基本一致。

2.3 分析結果與改進

由上述模態參數和振型描述可以發現白車身第1階模態頻率為14.477 Hz，高于怠速1階頻率(12.5 Hz),并避開了怠速時發動機轉速頻率，基本符合預計。第17階的頻率是250.02 Hz，由其振型描述可知，在底板前部、右圍前下部會產生劇烈振動，這與在整車NVH測試中行駛狀態下車內噪聲分析的結論相符，即外界激勵達到250 Hz后，會引起鈑金共振，且振幅較大，會引起結構聲[9-10]。

為了改善由250 Hz外界激勵引起的共振狀況，先在發動機罩后部到第三排座椅之間的位置粘貼約束阻尼材料[11-12]，再對樣車進行50 km/h的行駛工況下的噪聲測試，發現頻譜圖的聲壓曲線在250 Hz左右有所下降，而車內噪聲也得到改善，其結果如圖6所示。

圖6 改進前后車內第三排測點聲壓對比

在個別頻率處，峰值比起改進前有所上升，這是由于阻尼材料的粘貼改變了局部的模態，導致聲壓頻譜圖在頻域內有部分遷移。但總體而言在0～500 Hz頻率范圍內，第三排測點的頻譜圖在大部分頻段下降明顯，在250 Hz處降噪效果顯著。

3 結束語

本文針對某高端客車噪聲問題進行研究，通過整車NVH測試，進行信號處理與分析，尋找到低頻振動的特征，再采用模態試驗進行驗證，并提出改進措施，系統地、有針對性地提出了一整套噪聲溯源追根、仿真改進、試驗驗證的方法和流程，為改善車內噪聲提供了思路和方法。