摘要：轟鳴聲普遍存在于汽車的怠速、勻速和加速過程中，會引起乘員的人耳不適感。本文基于RADIOSS進行了轟鳴聲的機理研究，通過對激勵源的激勵方向、車身壁板的輻射效率、聲腔模態頻率與振型的分析，發現了產生車內轟鳴聲的不同機理，即低頻時鋼板聲輻射產生轟鳴聲和聲腔模態被激起而產生轟鳴聲兩種類型，并在試驗中得到驗證。最后，對汽車不同區域的鋼板會引起哪些階次空腔模態并導致轟鳴聲作了總結，這對于指導車身設計，減少開發后期樣車的試驗次數有重要意義。 

關鍵詞：汽車 NVH轟鳴聲 RADIOSS 聲腔模態 

1 概述 

      作為評價汽車操控性和乘坐舒適性的重要指標，振動噪聲越來越受到人們的重視。當汽車在封閉狀態下，車內空氣會形成許多振動模態或聲腔模態，受到發動機激勵或路面激勵時，車身某些鈑金的振動頻率與密閉空氣的固有模態頻率一致，將會產生很強的耦合作用，空氣就會產生體積變化，將會在車內產生很高的壓力脈動，引起人耳不適，甚至出現頭暈、惡心等癥狀，這樣的現象稱為轟鳴(booming) [1]。轟鳴聲屬于低頻噪聲，通常在25-200Hz范圍內產生，普遍存在于汽車的怠速、勻速和加速過程中，發動機、傳動系、排氣系統、不平路面激勵等因素都可能成為轟鳴聲產生的源頭。 

      因此，對轟鳴聲產生的機理進行深入分析，通過CAE仿真技術在開發早期預測可能會發生的轟鳴聲，并提出改進措施，如找到激勵源并減小激勵力，或者找到車身的響應位置并減小振動響應，這對于減少樣車的試驗次數、提車汽車的聲品質有重要意義。 

2 聲腔模態的產生機理 

      汽車乘員艙的壁板是由多塊薄鋼板沖壓焊接而成，厚度一般為0.7-1.0mm，具有一定的彈性，當發動機或路面的激勵傳遞到車身壁板時，會引起薄鋼板的振動，從而輻射出噪聲。當輻射出的聲波入射到達蔽障時，會與其反射的聲波相互疊加而形成合成聲場。如圖1所示，當入射聲波到達蔽障時恰好位于波峰位置，那么其反射聲波在蔽障處與其方向相反，相位相同，在圖1中的位置1處即四分之一波長位置相位相反，相互消減后聲壓振幅為0，稱為聲壓波節；而在位置2處和蔽障處相位相同，聲壓振幅最大，成為聲壓波腹[2]，也就是汽車乘員艙產生轟鳴聲的位置。可以看出，對于上述入射的平面波，在四分之一波長的奇數倍位置上為聲壓波節，四分之一波長的偶數倍位置上，為聲壓波腹。

                   

      對于封閉在一長方體的空氣所形成的聲腔，如圖2所示，其聲學模態振型可以用縱向、橫向、豎向或者不同方向的組合來描述[3]，比如縱向第一階表示聲壓主要沿縱向分布，沿其他方向聲壓沒有變化；在縱向截面內出現一個聲壓波節面，兩端的截面為聲壓波腹面。聲腔模態頻率可由公式1計算：

                

      其中，Lx、Ly、Lz分別為 縱向、橫向、豎向方的聲腔尺寸，C為聲速，343m/s，i(0,1,2,…)、j(0,1,2,…)、k(0,1,2,…)分別表示三個方向上模態的階次。通過公式計算，我們可以得到沿縱向、橫向、豎向或者不同方向組合的聲腔模態的理論頻率值。但對于不同類型的乘用車，如三廂轎車、兩廂轎車、MPV、SUV，其乘員艙的形狀不同，座椅、儀表板等內飾對聲波的反射也有影響，因此聲腔模態的頻率與振型會有不同。 

3轟鳴聲的流固耦合分析 

      建立轎車有限元模型進行聲學流固耦合分析，分析激勵位置、激勵方向對車內轟鳴聲的影響是一個常規的分析方法，但整車的結構比較復雜，發動機、變速箱、懸架、進排氣等激勵源與車身連接點數量眾多，如果用詳細的有限元模型進行轟鳴聲的特性分析，非常耗時，也很難發現有價值規律。因此，本文采用簡化的車身有限元模型，研究激勵源、車身壁板與聲腔模態的關系。 

      本文以某一款MPV車型的乘員艙尺寸為參照，用HyperMesh建立了簡化的有限元模型，如圖3-1所示，其縱向、橫向和豎向的尺寸分別為3.7m、1.6m和1.2m。與其相耦合的聲腔流體網格如圖3-2所示。簡化模型中每塊板可以表示風擋玻璃、防火墻鋼板、地板、頂棚鋼板等。車身上不同區域的板并非直接相連，如風擋與頂棚、防火墻與地板都是由橫梁進行連接，為了在簡化模型中模擬梁的存在，用加厚的鋼板連接各塊板，以降低板與板的直接影響。為了研究不同方向的激勵載荷會引起哪些振型的聲腔模態，我們在1、2、3號板上分別施加了沿縱向、橫向和豎向的強迫振動信號，通過RADIOSS進行流固耦合分析，計算聲學靈敏度，輸出計算出的MPV車內前、中、后三個位置的聲壓值。圖4為用RADIOSS計算的前5階聲腔模態頻率及振型。

        

      圖5-1為在1號板上施加縱向的即垂直施加的強迫振動信號，計算出的車內不同位置的聲學靈敏度響應。在47Hz附近，前排和后排聲壓值達到77dB，而中排位置僅為60dB，這與其激勵起來的第一階縱向聲腔模態頻率一致，即車廂縱向的長度恰好為此頻率時1/2個聲波的長度，前排和后排位于聲壓波腹位置，相互疊加聲壓增大，產生轟鳴聲，而中排位置位于聲壓波節位置，聲壓較低。再看95Hz時車內的聲壓峰值，三個位置都在70dB左右，都會產生轟鳴聲，這與車廂二階縱向聲腔模態頻率一致。在一階聲腔模態頻率47Hz之前，出現了21Hz的聲壓峰值，前排和中排聲壓值為82dB，后排為72dB，這顯然不是被1號板激勵起的聲腔模態導致的轟鳴聲。 

      為了辨識21Hz處聲壓峰值是由聲腔模態還是由板的聲輻射引起，可以通過在有限元模型中人為改變聲音的傳播速度來確定。將聲速由343m/s提高為600m/s，修改后的一階縱向聲腔模態頻率由47Hz升至為81Hz，如圖5-2所示，相應地81Hz處前排聲壓值達到極大。但在21Hz處，峰值頻率沒有變化，聲壓值明顯提高，這也證明了21Hz處轟鳴聲是由板的聲輻射引起。對簡化車身的模態結果分析可知，21Hz時1號板上有局部模態，模態密度很低，但模態能量高，其輻射噪聲足以產生轟鳴聲。

   

      圖6-1為在2號板上施加縱向即平行于2號板的強迫振動信號，車內不同位置的聲學靈敏度響應。一階縱向聲腔模態頻率47Hz處雖然前排和后排會有聲壓峰值，但與1號板縱向激勵起的聲壓值相比下降了20多dB。圖6-2為2號板上施加橫向即垂直施加的強迫振動信號在車內的響應，在2個頻段上出現了聲壓峰值，47Hz和106Hz，47Hz時前排和后排的峰值為橫向激勵產生的一階縱向聲腔模態所導致，而在106Hz上，為第一階橫向聲腔模態，與振動信號的激勵方向一致。施加橫向激勵，在20Hz附近仍出現聲壓峰值，這與1號板上出現的21Hz的峰值產生的機理一致，會導致車內轟鳴聲。

        

       圖7-1為在3號板上施加橫向的強迫振動信號，前排和后排在106Hz（一階橫向聲腔模態）會有聲壓峰值，但不足以形成轟鳴聲。圖7-2為在3號板上施加豎向即垂直施加的強迫振動信號，在此激勵下，前排和后排在47Hz的聲壓峰值仍然出現(一階縱向空腔模態)，106Hz的一階橫向聲腔模態也被激起，形成車內的聲壓峰值，150Hz為Z向聲腔模態，這也造成了前排和后排的聲壓峰值。很顯然，在3號板（即頂棚位置）上施加豎向的振動信號，可以同時激起一階縱向、一階橫向和一階豎向的聲腔模態，也就是說，在外部載荷激勵下，頂棚的共振很容易激起縱向、橫向和豎向的各階聲腔模態，從而產生車內的轟鳴聲。

      

4 轟鳴聲產生機理的試驗驗證 

      上述對轟鳴聲產生的原因分析只是基于簡化的乘員艙模型，實際情況是否符合，需要試驗來驗證。在產的某一款MPV車型，怠速時后排乘員抱怨有轟鳴聲，測試發現聲壓峰值分別出現在25Hz和49Hz附近，如圖8中綠線所示。

           

      通過對裝飾車(trimmed body)的有限元模型進行模態計算看出，在23-27Hz的頻段上車頂處有多處局部模態出現，如圖9所示。建立乘員艙流體網格模型并進行模態計算，如圖10所示，發現48Hz處是車的一階縱向聲腔模態，正好與尾門的整體模態頻率相一致。由前面對轟鳴聲的分析可知，這兩處聲壓峰值產生的機理明顯不同，其解決措施也不同。此款車的發動機為4缸汽油機，在怠速時其轉速為720轉/分鐘，2階點火頻率為24Hz，4階點火頻率為48Hz，這正好激勵起頂棚薄鋼板的局部模態和背門的整體模態。為了改變激勵源對車身的激勵頻率，將怠速轉速從720轉/分鐘調為780轉/分鐘，其2階和4階點火頻率變為26和52Hz，從圖8的紅線可以看出，49Hz峰值消失，很顯然怠速轉速的調整避免了尾門的共振，從而無法激勵其一階縱向聲腔模態。但是，25Hz的峰值移動到27Hz，其聲壓大小并沒有明顯減小，引起的轟鳴聲沒有消除，這是由于在23-27Hz的頻段上車頂處有多處局部模態，怠速轉速的調整并沒有使激勵頻率跳出車頂的共振頻率范圍。因此，需要采取其他措施降低頂棚的共振，如增加集中質量降低局部模態頻率，增加支撐提高局部模態頻率，或者增加瀝青阻尼墊降低頂棚的振動輻射效率。

         

5 結論 

      通過RADIOSS進行模態分析和流固耦合分析，使我們對汽車轟鳴聲產生的機理有了深入了解。車內轟鳴聲并非完全由被激勵起的聲腔模態所導致，低于一階縱向聲腔模態頻率時，車身鋼板上如果有局部模態被激起，其輻射噪聲足以產生低頻的轟鳴聲。當振動載荷垂直施加載車身鋼板上時，極易激起與聲腔內聲壓的分布方向一致的各階聲腔模態并產生轟鳴聲，并且對于一階縱向聲腔模態，只要振動載荷垂直施加載車身鋼板上，不論是哪塊區域的鋼板，都可激起聲腔模態并在前排和后排產生轟鳴聲。對于頂棚、地板區域，極易產生共振并激起縱向、橫向和豎向的各階聲腔模態，從而產生車內的轟鳴聲，這一點尤其需要注意。（轉）