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摘 要：根据现有的车内噪声的研究资料，确定某车型定转速车内噪音主要影响因素是轰鸣声。通过试验进行传递路径分析，确定轰鸣声的传递路径。再使用敲击法试验确定发动机定转速与传动系上的长半轴产生共振，并进一步分析长半轴的振动响应和传递函数，提出使用动态减震器改变长半轴的模态，来减小振幅、错开共振点。Ⅲ档全油门加速噪声分析试验表明，在长半轴上安装动态减振器后，车内噪声水平得到明显改善。
关键词：轰鸣声；传递路径分析；试验分析；敲击法
中图分类号：U 467. 4 93 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2015）02-0053-05
Abstract： It was confirmed that interior noise of the fixed rpm of engine is caused by booming noise， based on the literature datum of existing study on the interior noise. We make sure transfer path of the booming noise by testing. And we make sure the fixed rpm of engine produce sympathetic vibration with major driveshaft in power train by hammering test and analyze the vibration response and transfer function. Then we suggest that changing the major driveshaft’s modal by using dynamic damper so as to decrease amplitude and avoid the resonance point. It was indicated that the level of interior noise was improved clearly by the analysis of the noise under full throttle acceleration in the 3rd gear after we assemble the dynamic damper in major driveshaft.
前 言
在对某四缸发动机小型车主观评价时，当发动机转速为3 400 rpm左右时，车内感觉到有压迫耳膜使人感到不舒服的声音。
车辆在行驶时，车内噪声由各种各样的声音组成的，这些声音叫做声音要素，代表性声音要素是发动机噪声、轰鸣声、路面噪声和风噪这四个因素，如图1所示：
发动机噪声是以发动机转数的0.5阶次为基本频率的复合周期声音，主要频率范围在5 kHz以下；轰鸣声的频率范围在20～250 Hz的低频声音，感觉像压迫耳膜那样的声音；路面噪声是路面和轮胎产生的随机性声音；而风噪是因车辆高速行驶时由气流产生的随机性的声音，频率范围在500～5 000 Hz[1]。
因此，车内压迫耳膜的声音是轰鸣声。轰鸣声是车内噪声的主要表现形式之一。它使乘坐人员感到压抑、烦躁、易于疲劳，严重影响汽车乘坐的舒适性[2]。因此必须对该车的轰鸣声进行分析和改善。
随着人们对汽车乘坐舒适性要求的提高，各国对汽车噪声要求的越来越严格，改善车辆内部声学环境，降低车内噪声水平，是各国政府和汽车生产厂家共同关心的问题[3]。
1 轰鸣声的调查分析
1.1 对车内噪声进行检测
试车跑道上，Ⅲ档全油门加速（Ⅲ-WOT）， 发动机转速1 500 rpm →3 600 rpm，检测车内噪声，测试结果如图2所示：
从图2测试结果来看，在3 426 rpm左右车内噪声都产生了峰值，产生轰鸣声，这与人主观感受是一致的。从阶次上看，此轰鸣声主要是受2阶次噪声影响，而4和6阶次噪声影响不大。
1.2 发动机二阶频率的计算
轰鸣声是噪声整体能量的支配因素，并且这个峰值的频率相对于发动机转速的2倍，加振力主要是发动机气缸内气体压力及活塞等运动部件的惯性力。由这些力产生的动力系统的振动传递到车体，被激振车体面板产生的噪声向四周发射，同时由于车内空间的空腔共鸣，音压幅度增大，产生具有一定压迫感令人不快的轰鸣声。从音质的角度来看，降低轰鸣声非常必要[4]。该车型所采用发动机为四缸机，根据计算公式：
其中：rpm为发动机转速，n为气缸数。
可计算出四缸发动机在3 426 r/min二阶次成分的频率为114 Hz。
2 轰鸣声的传递路径分析
2.1 传递路径
要解决振动噪音问题，首先必须要搞清楚其现振源和传递路径，并根据分析结果去找对策、方案。搭载4缸发动机的车辆，由发动机2阶次成分产生的轰鸣声的传递路径如图3所示。
由图3可知，轰鸣声虽说是一个振动噪声现象，但是传递路径较多， 传递系统中的零部件也比较多，是车内噪声中最复杂的噪声现象，因此，评价和分析必须在适当的条件下进行[5]。
2.2 振动和噪声的关系
根据物体的振动在空气中会因压力变动而产生声音。也就是说传递振动的媒体只是固体或空气的差，振动和声音同步发生的。
3 轰鸣声的试验分析
3.1 用敲击法考察振动响应
根据传递路径（如图3所示）对转速3 400 r/min时的轰鸣声进行试验分析，首先采用加装吸音棉、橡胶板等隔音措施，对轰鸣声没有影响，说明不是由发动机脉动噪声直接传递而来的；对发动机悬置和前后悬架的试验检测，隔声量都比较大；改变进排气固定结构，屏蔽排气口噪声后，从测试数据上看，轰鸣声并没有很大的变化，说明这些部件并不是噪声来源。 四缸发动机在3 426 r/min二阶次成分的频率为114 Hz，所以，这个振动频率与传动系这条传递路径上的某个零部件产生共振，这个件的共振传递到车身，产生了轰鸣声，如果找到这个共振件，并改变其固有振动频率，消除共振，就可减小轰鸣声的强度。
不同材料、不同尺寸和形状的结构，若被撞击，发出声音的频率是各不相同的。声音频率的不同事实上也就反映了系统固有特性的差别，因为结构在受到动载荷激励产生振动时，结构表面振动将通过流体媒介向周围传播噪声，噪声的频率和结构振动信号的频率有着直接、密切的联系[6]。
在长半轴上均等分地布置三个振动传感器，用力锤敲击中间点2点（Z向），测试振动信号，分析长半轴的振动响应。
通过敲击法对传动系的零部件的进行模态分析，试验方法与长半轴相同，发现长半轴的频率与114 Hz相近。
从图4实测数据来看，在112 Hz左右，长半轴的振动响应出现了明显的峰值，产生了共振，加大车身的振动。
3.2 长半轴到车内噪声的传递函数的测量
用力锤敲击中间点（点2）（Z向），测试驾右、后右声压，则可以得到车内声压与敲击力之间的传递函数。结构噪声的传递函数（[ P/F ] i）通常要控制在一定范围内，对多数轿车来说，一般在55 dB /N以内，乘坐人员不会感到不舒服[7]。
在112 Hz左右，长半轴到车内噪声的传递函数超过了55 dB /N，这种强度的振动对车内噪声产生很大的影响，如图5所示。
由此看见，在发动机转速3 400 rpm左右（频率为114 Hz左右）时，车内产生轰鸣声的主要原因是发动机二阶次成分与传递路径上的长半轴共振，并传递到车身，产生了车内轰鸣声。
4 改善措施及其验证
4.1 在长半轴上装动态减震器的效果
当减振器主动件和惯性元件之间用橡胶弹簧圈元件连接时，即构成橡胶阻尼弹性减振器[8]，也就是动态减震器。
根据以上分析，为了改变长半轴的模态，在长半轴的中段增加115 Hz的动态减震器，如图6所示。
通过检测数据来看，消除共振峰值（114 Hz），但是在共振峰的低频率（92 Hz）和高频率（155 Hz）产生了两个相对较小的峰值，如图7所示：
4.2 装动态减震器后的振动相应的变化
在长半轴的中段增加115 Hz的动态减震器后，长半轴到车内噪声的传递函数，在110 Hz左右远小于55 dB /N；在155 Hz左右小于 55 dB /N ；在92 Hz左右大于 55 dB /N，如图8所示：
从图8来看，在长半轴上增加115 Hz的动态减震器后，大幅降低了110 Hz左右长半轴的振动响应和车内噪声，但是92 Hz和155 Hz的振动响应以及长半轴到车内噪声的传递函数增大了。根据公式（1），92 Hz和155 Hz对应发动机转速分别为2 705 rpm和4 645 rpm。转速4 645 rpm超出了正常驾驶转速区域，并且低于55 Pa/N可以不考虑，而要关注转速2 705 rpm对轰鸣声的影响。
另外，将动态减震器分别装在长半轴的中部、靠近变速箱等不同部位进行试验，从试验结果来看，半轴的振动响应特性和长半轴到车内噪声的传递函数特性是相同的。
4.3 Ⅲ档全油门加速噪声分析
从图9和图10车内噪声检测数据来看，相对原状态（图中base曲线），长半轴上增加动态减震器后，在3 400 rpm左右，2阶次噪声有3～11 dB（A）的下降，从而使得车内噪声下降1～5 dB（A），且噪声波动很小。
另外，长半轴上增加动态减震器后，在2 705 rpm左右，车内噪声没有产生明显的变化，不会感到轰鸣声。
专家及技术人员等对装动态减震器的车辆进行主观评价，都认为已经感受不到发动机转速在3 400 rpm左右时令人不舒服的轰鸣声。
5 结 论
通过对振动传递路径上的零部件的试验分析， 使用敲击法试验找到车内轰鸣声主要是发动机在3 400 rpm左右时与长半轴产生共振，放大了发动机在3 400 rpm左右时的2阶次振动，而此共振传递到车身，产生了影响乘坐人员听觉感受的轰鸣声。进一步分析长半轴的振动响应和传递函数，使用动态减震器改变长半轴的模态，错开共振点、减小振幅。从Ⅲ档全油门加速噪声分析来看， 当发动机转速为3 400 rpm左右时，使得车内噪声下降1～5 dB（A），且噪声波动很小，车内感觉不到轰鸣声。
参考文献：
[1]星野博之，小沢義彦. 車内音を構成する音の要素とその評価[J]. 豊田中央研究所R
关键词：轰鸣声；传递路径分析；试验分析；敲击法
中图分类号：U 467. 4 93 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2015）02-0053-05
Abstract： It was confirmed that interior noise of the fixed rpm of engine is caused by booming noise， based on the literature datum of existing study on the interior noise. We make sure transfer path of the booming noise by testing. And we make sure the fixed rpm of engine produce sympathetic vibration with major driveshaft in power train by hammering test and analyze the vibration response and transfer function. Then we suggest that changing the major driveshaft’s modal by using dynamic damper so as to decrease amplitude and avoid the resonance point. It was indicated that the level of interior noise was improved clearly by the analysis of the noise under full throttle acceleration in the 3rd gear after we assemble the dynamic damper in major driveshaft.
前 言
在对某四缸发动机小型车主观评价时，当发动机转速为3 400 rpm左右时，车内感觉到有压迫耳膜使人感到不舒服的声音。
车辆在行驶时，车内噪声由各种各样的声音组成的，这些声音叫做声音要素，代表性声音要素是发动机噪声、轰鸣声、路面噪声和风噪这四个因素，如图1所示：
发动机噪声是以发动机转数的0.5阶次为基本频率的复合周期声音，主要频率范围在5 kHz以下；轰鸣声的频率范围在20～250 Hz的低频声音，感觉像压迫耳膜那样的声音；路面噪声是路面和轮胎产生的随机性声音；而风噪是因车辆高速行驶时由气流产生的随机性的声音，频率范围在500～5 000 Hz[1]。
因此，车内压迫耳膜的声音是轰鸣声。轰鸣声是车内噪声的主要表现形式之一。它使乘坐人员感到压抑、烦躁、易于疲劳，严重影响汽车乘坐的舒适性[2]。因此必须对该车的轰鸣声进行分析和改善。
随着人们对汽车乘坐舒适性要求的提高，各国对汽车噪声要求的越来越严格，改善车辆内部声学环境，降低车内噪声水平，是各国政府和汽车生产厂家共同关心的问题[3]。
1 轰鸣声的调查分析
1.1 对车内噪声进行检测
试车跑道上，Ⅲ档全油门加速（Ⅲ-WOT）， 发动机转速1 500 rpm →3 600 rpm，检测车内噪声，测试结果如图2所示：
从图2测试结果来看，在3 426 rpm左右车内噪声都产生了峰值，产生轰鸣声，这与人主观感受是一致的。从阶次上看，此轰鸣声主要是受2阶次噪声影响，而4和6阶次噪声影响不大。
1.2 发动机二阶频率的计算
轰鸣声是噪声整体能量的支配因素，并且这个峰值的频率相对于发动机转速的2倍，加振力主要是发动机气缸内气体压力及活塞等运动部件的惯性力。由这些力产生的动力系统的振动传递到车体，被激振车体面板产生的噪声向四周发射，同时由于车内空间的空腔共鸣，音压幅度增大，产生具有一定压迫感令人不快的轰鸣声。从音质的角度来看，降低轰鸣声非常必要[4]。该车型所采用发动机为四缸机，根据计算公式：
其中：rpm为发动机转速，n为气缸数。
可计算出四缸发动机在3 426 r/min二阶次成分的频率为114 Hz。
2 轰鸣声的传递路径分析
2.1 传递路径
要解决振动噪音问题，首先必须要搞清楚其现振源和传递路径，并根据分析结果去找对策、方案。搭载4缸发动机的车辆，由发动机2阶次成分产生的轰鸣声的传递路径如图3所示。
由图3可知，轰鸣声虽说是一个振动噪声现象，但是传递路径较多， 传递系统中的零部件也比较多，是车内噪声中最复杂的噪声现象，因此，评价和分析必须在适当的条件下进行[5]。
2.2 振动和噪声的关系
根据物体的振动在空气中会因压力变动而产生声音。也就是说传递振动的媒体只是固体或空气的差，振动和声音同步发生的。
3 轰鸣声的试验分析
3.1 用敲击法考察振动响应
根据传递路径（如图3所示）对转速3 400 r/min时的轰鸣声进行试验分析，首先采用加装吸音棉、橡胶板等隔音措施，对轰鸣声没有影响，说明不是由发动机脉动噪声直接传递而来的；对发动机悬置和前后悬架的试验检测，隔声量都比较大；改变进排气固定结构，屏蔽排气口噪声后，从测试数据上看，轰鸣声并没有很大的变化，说明这些部件并不是噪声来源。 四缸发动机在3 426 r/min二阶次成分的频率为114 Hz，所以，这个振动频率与传动系这条传递路径上的某个零部件产生共振，这个件的共振传递到车身，产生了轰鸣声，如果找到这个共振件，并改变其固有振动频率，消除共振，就可减小轰鸣声的强度。
不同材料、不同尺寸和形状的结构，若被撞击，发出声音的频率是各不相同的。声音频率的不同事实上也就反映了系统固有特性的差别，因为结构在受到动载荷激励产生振动时，结构表面振动将通过流体媒介向周围传播噪声，噪声的频率和结构振动信号的频率有着直接、密切的联系[6]。
在长半轴上均等分地布置三个振动传感器，用力锤敲击中间点2点（Z向），测试振动信号，分析长半轴的振动响应。
通过敲击法对传动系的零部件的进行模态分析，试验方法与长半轴相同，发现长半轴的频率与114 Hz相近。
从图4实测数据来看，在112 Hz左右，长半轴的振动响应出现了明显的峰值，产生了共振，加大车身的振动。
3.2 长半轴到车内噪声的传递函数的测量
用力锤敲击中间点（点2）（Z向），测试驾右、后右声压，则可以得到车内声压与敲击力之间的传递函数。结构噪声的传递函数（[ P/F ] i）通常要控制在一定范围内，对多数轿车来说，一般在55 dB /N以内，乘坐人员不会感到不舒服[7]。
在112 Hz左右，长半轴到车内噪声的传递函数超过了55 dB /N，这种强度的振动对车内噪声产生很大的影响，如图5所示。
由此看见，在发动机转速3 400 rpm左右（频率为114 Hz左右）时，车内产生轰鸣声的主要原因是发动机二阶次成分与传递路径上的长半轴共振，并传递到车身，产生了车内轰鸣声。
4 改善措施及其验证
4.1 在长半轴上装动态减震器的效果
当减振器主动件和惯性元件之间用橡胶弹簧圈元件连接时，即构成橡胶阻尼弹性减振器[8]，也就是动态减震器。
根据以上分析，为了改变长半轴的模态，在长半轴的中段增加115 Hz的动态减震器，如图6所示。
通过检测数据来看，消除共振峰值（114 Hz），但是在共振峰的低频率（92 Hz）和高频率（155 Hz）产生了两个相对较小的峰值，如图7所示：
4.2 装动态减震器后的振动相应的变化
在长半轴的中段增加115 Hz的动态减震器后，长半轴到车内噪声的传递函数，在110 Hz左右远小于55 dB /N；在155 Hz左右小于 55 dB /N ；在92 Hz左右大于 55 dB /N，如图8所示：
从图8来看，在长半轴上增加115 Hz的动态减震器后，大幅降低了110 Hz左右长半轴的振动响应和车内噪声，但是92 Hz和155 Hz的振动响应以及长半轴到车内噪声的传递函数增大了。根据公式（1），92 Hz和155 Hz对应发动机转速分别为2 705 rpm和4 645 rpm。转速4 645 rpm超出了正常驾驶转速区域，并且低于55 Pa/N可以不考虑，而要关注转速2 705 rpm对轰鸣声的影响。
另外，将动态减震器分别装在长半轴的中部、靠近变速箱等不同部位进行试验，从试验结果来看，半轴的振动响应特性和长半轴到车内噪声的传递函数特性是相同的。
4.3 Ⅲ档全油门加速噪声分析
从图9和图10车内噪声检测数据来看，相对原状态（图中base曲线），长半轴上增加动态减震器后，在3 400 rpm左右，2阶次噪声有3～11 dB（A）的下降，从而使得车内噪声下降1～5 dB（A），且噪声波动很小。
另外，长半轴上增加动态减震器后，在2 705 rpm左右，车内噪声没有产生明显的变化，不会感到轰鸣声。
专家及技术人员等对装动态减震器的车辆进行主观评价，都认为已经感受不到发动机转速在3 400 rpm左右时令人不舒服的轰鸣声。
5 结 论
通过对振动传递路径上的零部件的试验分析， 使用敲击法试验找到车内轰鸣声主要是发动机在3 400 rpm左右时与长半轴产生共振，放大了发动机在3 400 rpm左右时的2阶次振动，而此共振传递到车身，产生了影响乘坐人员听觉感受的轰鸣声。进一步分析长半轴的振动响应和传递函数，使用动态减震器改变长半轴的模态，错开共振点、减小振幅。从Ⅲ档全油门加速噪声分析来看， 当发动机转速为3 400 rpm左右时，使得车内噪声下降1～5 dB（A），且噪声波动很小，车内感觉不到轰鸣声。
参考文献：
[1]星野博之，小沢義彦. 車内音を構成する音の要素とその評価[J]. 豊田中央研究所R