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摘 要：本文阐明了乘用车车内轰鸣声的产生机理，并介绍了轰鸣声的分析與控制方法。文中按照“激励源-传递路径-响应”的分析思路，对某SUV车型的车内轰鸣声进行了详细的试验与分析，找出了该车车内轰鸣声的主要问题。针对该车高转速车内轰鸣声过大的问题，重点分析了前减振塔及加强横梁、前围防火墙、前风挡玻璃对其车内轰鸣声的影响程度。通过优化前围与前风挡玻璃支撑刚度，降低车身振动，有效地缓解了高转速段的车内轰鸣声问题。通过本文的试验与分析，为高转速段车内轰鸣声的改善提供了成功的解决方案和改进措施，具有较大的工程参考价值。
关键词：轰鸣音；激励源；传递路径；优化
中图分类号：U467 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2017）04-0030-05
Abstract： This paper illustrated the mechanism of passenger vehicle interior booming noise， then introduced the analysis and controlled method. The paper analyzed a SUV interior booming noise in detail by “excitation source， transfer path and response” method and found out the main reason of the booming noise. Aiming at the high speed booming noise of this vehicle， analyzed the strut tower， tower reinforcement， front dash panel and windshield glass vibration. By enhanced the front dash panel and windshield support stiffness， reduced the vehicle vibration， and effectively alleviated the high speed interior booming noise. Through test and analysis in this paper， it provided successful solutions and improvement measures for vehicle high speed booming noise. It had great reference value for engineering.
Key Words： booming noise； excitation source； transfer path； optimization
随着人们生活水平的提高，消费者对乘用车的舒适性要求越来越高。汽车技术的不断发展与更新，汽车行业间的竞争日益白热化，汽车NVH性能已成为区分汽车好坏最为直接的标准之一。
加速时车内轰鸣声是整车NVH性能的一个重要评价指标。本文对某自主SUV在开发过程中出现的加速轰鸣音过大问题进行了详细的试验与分析，按照“激励源-传递路劲-响应”的分析思路，着重分析了车内高速轰鸣音的产生原因及影响因素。重点分析了前减振塔及加强横梁、前围防火墙、前挡风玻璃对车内加速轰鸣音的影响，针对具体的问题提出了相应地解决措施。同时进行了试验验证，证实所提出的改进措施是可行的、有效的，可广泛地用于实际的工业化需求中。
1 轰鸣声产生机理与控制
1.1 轰鸣声产生机理
乘用车车身壁板由多块薄钢板冲压后焊接而成，具有自身的结构模态。而车身内部封闭的空气也会形成许多振动模态或声腔模态，当密闭空腔内的空气受到压缩时，就会产生纯体积变化，展现出很高的阻抗，与车身结构振动产生强烈的耦合作用[1]。轰鸣声主要是由于车身板件振动与空腔的声腔模态发生耦合而产生的低频噪声。
轰鸣声为低频噪声，按照激励种类可分为：动力总成产生的轰鸣声，主要集中在25-200Hz，对于常用的直列四缸四冲程发动机，主要由发动机二阶不平衡量引起车身结构振动与腔体模态耦合产生的[2]，特别是大功率、高转速发动机，其引起的高转速轰鸣声尤为突出。路面行驶轰鸣声，频率范围为30-50Hz，由轮胎径向刚度变化、偏心以及路面冲击产生的。排气系统轰鸣声，由排气管道中不稳定的气流对管道产生冲击引发排气系统共振产生的。
1.2 轰鸣声控制
在汽车设计中，解决轰鸣声问题的重点是找到激励源并减小激励力。在汽车动力总成选型初期，应充分考虑所选发动机的动力学特性，了解其振动激励特性。对于往复活塞式直列四缸四冲程发动机，其内部惯性力系中的不平衡力和力矩是引起振动和噪声的重要激励源。主要存在沿气缸中心线方向和曲轴旋转方向的二阶振动[3]，其主要考虑二阶不平衡力源，由往复惯性力Fj及其惯性力矩Tj和燃烧气体力矩Tg组成：
式中：mj 为活塞连杆组往复当量质量；r为曲柄半径；D为活塞直径；λ为连杆比，λ=r/l，l为连杆长度；ω为发动机曲轴的转动角速度。
从公式中可知：其二阶不平衡力系以2倍于发动机转速的规律变化；往复惯性力和力矩与曲轴角速度的平方成正比，其大小将随转速急剧增加。如果发动机装有配重平衡机构，则发动机内的不平衡力及力矩就可以抵消[4]。
在实际中，通常很难在激励源上开展工作。针对这种情况，可以通过改变振动传递路径和车身结构来降低轰鸣声。影响乘用车车内轰鸣声的主要传递路径有：发动机悬置、排气吊耳、传动轴及车身悬架连接等[5]。车身的重要板件：前防火墙、前风挡、前地板及顶棚等也是形成轰鸣声的重要因素，若板件刚度不足，极易跟车身空腔模态耦合而产生强烈的轰鸣声。另外一种比较有效的解决方案是采用主动噪声控制，该方法的技术要求及成本均很高。 2 激励源分析及问题提出
该自主SUV配置2.0L和2.3L两款同系列发动机，发动机结构形式基本一致。其最大的不同在于：相比2.0L发动机，2.3L发动机在油底壳处增加了双平衡轴机构，如下图1所示：
平衡轴的旋转速度是发动机曲轴转速的两倍，可以极大的减少发动机的二阶振动，从而达到更加理想的减振效果[6]。为了掌握发动机二阶振动情况，分析发动机内部平衡轴的减振效果。本文对同排量（均为2.0L）车型的不同发动机（有无平衡轴）进行了发动机本体振动试验，试验结果如下图2所示。同时对该SUV的2.0L和2.3L车型进行了车内轰鸣声试验，其前排二阶噪声试验结果如下图3所示：
从上图2中可以看出：与无平衡轴的发动机相比，发动机在配置平衡轴后，其二阶振动量得以显著降低，降幅达15dB左右，从根源上降低了对车身结构的激励。右上图3中可以看出：有平衡轴时，其车内轰鸣声（2阶次）明显减小，在高转速段低近10dB。据此，可以推断：发动机二阶振动激励极大地决定了其车内轰鸣声（二阶）的严重程度，是车内轰鸣声最为重要的激励源，特别是在高转速段。该2.0L车型轰鸣声以二阶成分为主，其二阶轰鸣声超过目标值近5-8dB，加速时其高转速主观感受轰鸣感严重，极大的影响了该车的乘坐舒适性，必须采取措施予以改善。
3 轰鸣声传递路径解析
通过上述分析，已知该2.0L车型的发动机二阶振动是其车内轰鸣声的主要激励源。但在实际的开发工作中，通常很难从振动源上对其进行控制。因此，需要从各个传递路径上进行分析，找出引起车内轰鸣声的主要传递路径。
本文通过大量的试验与分析，发现车内前排驾驶员右耳处的二阶高转速轰鸣声与前减振塔及加强横梁、前围防火墙及前风挡玻璃振动有着密切的关联程度。主观上，在高转速段轰鸣声明显时，该车的前仪表板及前风挡玻璃振感明显。在断开前减振塔加强横梁与车身连接后，其车内前排轰鸣声在高转速段有明显的改善，如下图4所示。主观感受高转速轰鸣声也有明显改观。
为了明确轰鸣声的传递路径，本文进一步分析了前减振塔座与前围及前风挡玻璃支撑结构。发现其原始支撑刚度偏弱，特别是右侧支撑，导致右侧减振塔处振动偏大。下图6为左右侧减振塔处的振动试验对比结果：
根据以上试验结果分析，可以判定该车高转速段轰鸣声主要的传递路径为：发动机二阶振动（激励源）→发动机悬置（传递路径）→減振塔座（传递路径）→前围及前风挡玻璃振动（响应）→车内轰鸣声（现象）。
4 轰鸣声优化与验证
4.1 轰鸣声优化方案
通过对该车高转速轰鸣声的原因解析，右侧前围防火墙与风挡支撑刚度不足，从而引起前防火墙及前风挡振动产生轰鸣声。为了减少前减振塔、前围及前风挡玻璃振动响应，需要进一步优化前减振塔加强横梁与前围连接刚度，特别是右侧连接点，具体的优化措施如下图7所示：
因前围及前风挡玻璃均为大面积薄板件结构，极易产生振动而引起车内低频轰鸣声[7]。因此，在设计过程中，通常需要关注其面刚度及连接刚度。通过以上补强方案，大大提高了前围与车身、前风挡玻璃的连接刚度，进一步改善此传递路径及结构的振动与传递特性。
4.2 试验验证
针对该车高转速轰鸣声解决方案，为了验证前围支撑优化后的效果，特进行了对比试验。下图8为3档全油门加速时，车内前排驾驶员右耳处的轰鸣声（二阶）对比结果：
从上图结果对比中，可以看出：通过加强前围支撑后，该车的前排驾驶员右耳处的二阶轰鸣声在高转速段（4000～5200r/min）有了较为明显的改善效果，有近3～5dB的降幅；且整个常用高转速段的轰鸣声幅值变化趋于平坦；特别是在4300r/min、4800r/min和5200r/min转速下的峰值，均有较为显著的改善效果，峰值基本消失。
同时，本文也对比了前围防火墙及右侧减振塔处的振动情况，试验对比分析结果（二阶）如下图9所示：
从上图可以看出：优化后，前围防火墙及右侧减振塔处的X向振动在高转速段有明显的改善。
5 结论
该车在竞品分析阶段，通过前期竞品调查与分析，获悉该款车型搭载的2.0L发动机内部无平衡轴，而同排量竞品车均配置有平衡轴。通过比对发动机本体二阶振动及车内二阶轰鸣声试验结果，获知：
1、平衡轴可以有效地降低和消除发动机二阶振动量，从而减小车身振动，以控制车内低频轰鸣声，特别是在高转速段；
2、该车的高转速轰鸣声主要由于发动机二阶激励过大引起。
针对该车高转速段车内轰鸣声过大的问题，通过对可能引起轰鸣声的传递路径进行逐步解析，找出了其主要的传递路径：发动机二阶振动→发动机悬置→减振塔及加强横梁→前围防火墙及风挡玻璃→车内高转速轰鸣声。在不大幅增加控制成本的前提下，通过优化前围与前风挡玻璃的支撑刚度，有效地降低其振动及传递，使该车的车内高转速轰鸣声得以较好地控制。
本文以“激励源-传递路径-响应”为总体思路，对某SUV车型的车内轰鸣声进行了详细的试验与分析，提出了有效的改善方案，并验证了其改善效果。为车内高速轰鸣声的解决，提供了典型的成功案例，具有广泛的实际工程参考价值。
参考文献：
[1]庞剑，谌刚，何华 汽车噪声与振动-理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006：312-314.
[2]王志亮，刘波，王磊，轿车轰鸣声产生机理与分析方法研究[J] 噪声与振动控制 2008（2）：79-81.
[3]Nakamura， H. A Low Vibration Engine with Unique Counter-Balance Shafts[J] SAE Technical Paper 760111， 1976 02 01， doi：10.4271/760111.
[4]徐兆坤， 孙树亭， 吴伟蔚， 吴明威 四缸内燃机振动分析及其对策[J] 噪声与振动控制2007年12月， 第6期.
[5]刘东明，项党，罗清，郑金鑫 传递路径分析技术在车内噪声与振动研究与分析中的应用[J] 噪声与振动控制 2007年8月 第四期.
[6]李双虎 发动机平衡分析及平衡优化设计[D] 中北大学 2010.5.9 P10-12.
[7]靳晓雄，白胜勇，等.车身板件振动声学贡献计算模拟[J].汽车工程， 2000（4）.
关键词：轰鸣音；激励源；传递路径；优化
中图分类号：U467 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2017）04-0030-05
Abstract： This paper illustrated the mechanism of passenger vehicle interior booming noise， then introduced the analysis and controlled method. The paper analyzed a SUV interior booming noise in detail by “excitation source， transfer path and response” method and found out the main reason of the booming noise. Aiming at the high speed booming noise of this vehicle， analyzed the strut tower， tower reinforcement， front dash panel and windshield glass vibration. By enhanced the front dash panel and windshield support stiffness， reduced the vehicle vibration， and effectively alleviated the high speed interior booming noise. Through test and analysis in this paper， it provided successful solutions and improvement measures for vehicle high speed booming noise. It had great reference value for engineering.
Key Words： booming noise； excitation source； transfer path； optimization
随着人们生活水平的提高，消费者对乘用车的舒适性要求越来越高。汽车技术的不断发展与更新，汽车行业间的竞争日益白热化，汽车NVH性能已成为区分汽车好坏最为直接的标准之一。
加速时车内轰鸣声是整车NVH性能的一个重要评价指标。本文对某自主SUV在开发过程中出现的加速轰鸣音过大问题进行了详细的试验与分析，按照“激励源-传递路劲-响应”的分析思路，着重分析了车内高速轰鸣音的产生原因及影响因素。重点分析了前减振塔及加强横梁、前围防火墙、前挡风玻璃对车内加速轰鸣音的影响，针对具体的问题提出了相应地解决措施。同时进行了试验验证，证实所提出的改进措施是可行的、有效的，可广泛地用于实际的工业化需求中。
1 轰鸣声产生机理与控制
1.1 轰鸣声产生机理
乘用车车身壁板由多块薄钢板冲压后焊接而成，具有自身的结构模态。而车身内部封闭的空气也会形成许多振动模态或声腔模态，当密闭空腔内的空气受到压缩时，就会产生纯体积变化，展现出很高的阻抗，与车身结构振动产生强烈的耦合作用[1]。轰鸣声主要是由于车身板件振动与空腔的声腔模态发生耦合而产生的低频噪声。
轰鸣声为低频噪声，按照激励种类可分为：动力总成产生的轰鸣声，主要集中在25-200Hz，对于常用的直列四缸四冲程发动机，主要由发动机二阶不平衡量引起车身结构振动与腔体模态耦合产生的[2]，特别是大功率、高转速发动机，其引起的高转速轰鸣声尤为突出。路面行驶轰鸣声，频率范围为30-50Hz，由轮胎径向刚度变化、偏心以及路面冲击产生的。排气系统轰鸣声，由排气管道中不稳定的气流对管道产生冲击引发排气系统共振产生的。
1.2 轰鸣声控制
在汽车设计中，解决轰鸣声问题的重点是找到激励源并减小激励力。在汽车动力总成选型初期，应充分考虑所选发动机的动力学特性，了解其振动激励特性。对于往复活塞式直列四缸四冲程发动机，其内部惯性力系中的不平衡力和力矩是引起振动和噪声的重要激励源。主要存在沿气缸中心线方向和曲轴旋转方向的二阶振动[3]，其主要考虑二阶不平衡力源，由往复惯性力Fj及其惯性力矩Tj和燃烧气体力矩Tg组成：
式中：mj 为活塞连杆组往复当量质量；r为曲柄半径；D为活塞直径；λ为连杆比，λ=r/l，l为连杆长度；ω为发动机曲轴的转动角速度。
从公式中可知：其二阶不平衡力系以2倍于发动机转速的规律变化；往复惯性力和力矩与曲轴角速度的平方成正比，其大小将随转速急剧增加。如果发动机装有配重平衡机构，则发动机内的不平衡力及力矩就可以抵消[4]。
在实际中，通常很难在激励源上开展工作。针对这种情况，可以通过改变振动传递路径和车身结构来降低轰鸣声。影响乘用车车内轰鸣声的主要传递路径有：发动机悬置、排气吊耳、传动轴及车身悬架连接等[5]。车身的重要板件：前防火墙、前风挡、前地板及顶棚等也是形成轰鸣声的重要因素，若板件刚度不足，极易跟车身空腔模态耦合而产生强烈的轰鸣声。另外一种比较有效的解决方案是采用主动噪声控制，该方法的技术要求及成本均很高。 2 激励源分析及问题提出
该自主SUV配置2.0L和2.3L两款同系列发动机，发动机结构形式基本一致。其最大的不同在于：相比2.0L发动机，2.3L发动机在油底壳处增加了双平衡轴机构，如下图1所示：
平衡轴的旋转速度是发动机曲轴转速的两倍，可以极大的减少发动机的二阶振动，从而达到更加理想的减振效果[6]。为了掌握发动机二阶振动情况，分析发动机内部平衡轴的减振效果。本文对同排量（均为2.0L）车型的不同发动机（有无平衡轴）进行了发动机本体振动试验，试验结果如下图2所示。同时对该SUV的2.0L和2.3L车型进行了车内轰鸣声试验，其前排二阶噪声试验结果如下图3所示：
从上图2中可以看出：与无平衡轴的发动机相比，发动机在配置平衡轴后，其二阶振动量得以显著降低，降幅达15dB左右，从根源上降低了对车身结构的激励。右上图3中可以看出：有平衡轴时，其车内轰鸣声（2阶次）明显减小，在高转速段低近10dB。据此，可以推断：发动机二阶振动激励极大地决定了其车内轰鸣声（二阶）的严重程度，是车内轰鸣声最为重要的激励源，特别是在高转速段。该2.0L车型轰鸣声以二阶成分为主，其二阶轰鸣声超过目标值近5-8dB，加速时其高转速主观感受轰鸣感严重，极大的影响了该车的乘坐舒适性，必须采取措施予以改善。
3 轰鸣声传递路径解析
通过上述分析，已知该2.0L车型的发动机二阶振动是其车内轰鸣声的主要激励源。但在实际的开发工作中，通常很难从振动源上对其进行控制。因此，需要从各个传递路径上进行分析，找出引起车内轰鸣声的主要传递路径。
本文通过大量的试验与分析，发现车内前排驾驶员右耳处的二阶高转速轰鸣声与前减振塔及加强横梁、前围防火墙及前风挡玻璃振动有着密切的关联程度。主观上，在高转速段轰鸣声明显时，该车的前仪表板及前风挡玻璃振感明显。在断开前减振塔加强横梁与车身连接后，其车内前排轰鸣声在高转速段有明显的改善，如下图4所示。主观感受高转速轰鸣声也有明显改观。
为了明确轰鸣声的传递路径，本文进一步分析了前减振塔座与前围及前风挡玻璃支撑结构。发现其原始支撑刚度偏弱，特别是右侧支撑，导致右侧减振塔处振动偏大。下图6为左右侧减振塔处的振动试验对比结果：
根据以上试验结果分析，可以判定该车高转速段轰鸣声主要的传递路径为：发动机二阶振动（激励源）→发动机悬置（传递路径）→減振塔座（传递路径）→前围及前风挡玻璃振动（响应）→车内轰鸣声（现象）。
4 轰鸣声优化与验证
4.1 轰鸣声优化方案
通过对该车高转速轰鸣声的原因解析，右侧前围防火墙与风挡支撑刚度不足，从而引起前防火墙及前风挡振动产生轰鸣声。为了减少前减振塔、前围及前风挡玻璃振动响应，需要进一步优化前减振塔加强横梁与前围连接刚度，特别是右侧连接点，具体的优化措施如下图7所示：
因前围及前风挡玻璃均为大面积薄板件结构，极易产生振动而引起车内低频轰鸣声[7]。因此，在设计过程中，通常需要关注其面刚度及连接刚度。通过以上补强方案，大大提高了前围与车身、前风挡玻璃的连接刚度，进一步改善此传递路径及结构的振动与传递特性。
4.2 试验验证
针对该车高转速轰鸣声解决方案，为了验证前围支撑优化后的效果，特进行了对比试验。下图8为3档全油门加速时，车内前排驾驶员右耳处的轰鸣声（二阶）对比结果：
从上图结果对比中，可以看出：通过加强前围支撑后，该车的前排驾驶员右耳处的二阶轰鸣声在高转速段（4000～5200r/min）有了较为明显的改善效果，有近3～5dB的降幅；且整个常用高转速段的轰鸣声幅值变化趋于平坦；特别是在4300r/min、4800r/min和5200r/min转速下的峰值，均有较为显著的改善效果，峰值基本消失。
同时，本文也对比了前围防火墙及右侧减振塔处的振动情况，试验对比分析结果（二阶）如下图9所示：
从上图可以看出：优化后，前围防火墙及右侧减振塔处的X向振动在高转速段有明显的改善。
5 结论
该车在竞品分析阶段，通过前期竞品调查与分析，获悉该款车型搭载的2.0L发动机内部无平衡轴，而同排量竞品车均配置有平衡轴。通过比对发动机本体二阶振动及车内二阶轰鸣声试验结果，获知：
1、平衡轴可以有效地降低和消除发动机二阶振动量，从而减小车身振动，以控制车内低频轰鸣声，特别是在高转速段；
2、该车的高转速轰鸣声主要由于发动机二阶激励过大引起。
针对该车高转速段车内轰鸣声过大的问题，通过对可能引起轰鸣声的传递路径进行逐步解析，找出了其主要的传递路径：发动机二阶振动→发动机悬置→减振塔及加强横梁→前围防火墙及风挡玻璃→车内高转速轰鸣声。在不大幅增加控制成本的前提下，通过优化前围与前风挡玻璃的支撑刚度，有效地降低其振动及传递，使该车的车内高转速轰鸣声得以较好地控制。
本文以“激励源-传递路径-响应”为总体思路，对某SUV车型的车内轰鸣声进行了详细的试验与分析，提出了有效的改善方案，并验证了其改善效果。为车内高速轰鸣声的解决，提供了典型的成功案例，具有广泛的实际工程参考价值。
参考文献：
[1]庞剑，谌刚，何华 汽车噪声与振动-理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006：312-314.
[2]王志亮，刘波，王磊，轿车轰鸣声产生机理与分析方法研究[J] 噪声与振动控制 2008（2）：79-81.
[3]Nakamura， H. A Low Vibration Engine with Unique Counter-Balance Shafts[J] SAE Technical Paper 760111， 1976 02 01， doi：10.4271/760111.
[4]徐兆坤， 孙树亭， 吴伟蔚， 吴明威 四缸内燃机振动分析及其对策[J] 噪声与振动控制2007年12月， 第6期.
[5]刘东明，项党，罗清，郑金鑫 传递路径分析技术在车内噪声与振动研究与分析中的应用[J] 噪声与振动控制 2007年8月 第四期.
[6]李双虎 发动机平衡分析及平衡优化设计[D] 中北大学 2010.5.9 P10-12.
[7]靳晓雄，白胜勇，等.车身板件振动声学贡献计算模拟[J].汽车工程， 2000（4）.