摘要：轰鸣声普遍存在于汽车的怠速、匀速和加速过程中，会引起乘员的人耳不适感。本文基于RADIOSS进行了轰鸣声的机理研究，通过对激励源的激励方向、车身壁板的辐射效率、声腔模态频率与振型的分析，发现了产生车内轰鸣声的不同机理，即低频时钢板声辐射产生轰鸣声和声腔模态被激起而产生轰鸣声两种类型，并在试验中得到验证。最后，对汽车不同区域的钢板会引起哪些阶次空腔模态并导致轰鸣声作了总结，这对于指导车身设计，减少开发后期样车的试验次数有重要意义。

关键词：汽车 NVH轰鸣声 RADIOSS 声腔模态

1 概述

      作为评价汽车操控性和乘坐舒适性的重要指标，振动噪声越来越受到人们的重视。当汽车在封闭状态下，车内空气会形成许多振动模态或声腔模态，受到发动机激励或路面激励时，车身某些钣金的振动频率与密闭空气的固有模态频率一致，将会产生很强的耦合作用，空气就会产生体积变化，将会在车内产生很高的压力脉动，引起人耳不适，甚至出现头晕、恶心等症状，这样的现象称为轰鸣(booming) [1]。轰鸣声属于低频噪声，通常在25-200Hz范围内产生，普遍存在于汽车的怠速、匀速和加速过程中，发动机、传动系、排气系统、不平路面激励等因素都可能成为轰鸣声产生的源头。

      因此，对轰鸣声产生的机理进行深入分析，通过CAE仿真技术在开发早期预测可能会发生的轰鸣声，并提出改进措施，如找到激励源并减小激励力，或者找到车身的响应位置并减小振动响应，这对于减少样车的试验次数、提车汽车的声品质有重要意义。

2 声腔模态的产生机理

      汽车乘员舱的壁板是由多块薄钢板冲压焊接而成，厚度一般为0.7-1.0mm，具有一定的弹性，当发动机或路面的激励传递到车身壁板时，会引起薄钢板的振动，从而辐射出噪声。当辐射出的声波入射到达蔽障时，会与其反射的声波相互叠加而形成合成声场。如图1所示，当入射声波到达蔽障时恰好位于波峰位置，那么其反射声波在蔽障处与其方向相反，相位相同，在图1中的位置1处即四分之一波长位置相位相反，相互消减后声压振幅为0，称为声压波节；而在位置2处和蔽障处相位相同，声压振幅最大，成为声压波腹[2]，也就是汽车乘员舱产生轰鸣声的位置。可以看出，对于上述入射的平面波，在四分之一波长的奇数倍位置上为声压波节，四分之一波长的偶数倍位置上，为声压波腹。

      对于封闭在一长方体的空气所形成的声腔，如图2所示，其声学模态振型可以用纵向、横向、竖向或者不同方向的组合来描述[3]，比如纵向第一阶表示声压主要沿纵向分布，沿其他方向声压没有变化；在纵向截面内出现一个声压波节面，两端的截面为声压波腹面。声腔模态频率可由公式1计算：

      其中，Lx、Ly、Lz分别为 纵向、横向、竖向方的声腔尺寸，C为声速，343m/s，i(0,1,2,…)、j(0,1,2,…)、k(0,1,2,…)分别表示三个方向上模态的阶次。通过公式计算，我们可以得到沿纵向、横向、竖向或者不同方向组合的声腔模态的理论频率值。但对于不同类型的乘用车，如三厢轿车、两厢轿车、MPV、SUV，其乘员舱的形状不同，座椅、仪表板等内饰对声波的反射也有影响，因此声腔模态的频率与振型会有不同。

3轰鸣声的流固耦合分析

      建立轿车有限元模型进行声学流固耦合分析，分析激励位置、激励方向对车内轰鸣声的影响是一个常规的分析方法，但整车的结构比较复杂，发动机、变速箱、悬架、进排气等激励源与车身连接点数量众多，如果用详细的有限元模型进行轰鸣声的特性分析，非常耗时，也很难发现有价值规律。因此，本文采用简化的车身有限元模型，研究激励源、车身壁板与声腔模态的关系。

      本文以某一款MPV车型的乘员舱尺寸为参照，用HyperMesh建立了简化的有限元模型，如图3-1所示，其纵向、横向和竖向的尺寸分别为3.7m、1.6m和1.2m。与其相耦合的声腔流体网格如图3-2所示。简化模型中每块板可以表示风挡玻璃、防火墙钢板、地板、顶棚钢板等。车身上不同区域的板并非直接相连，如风挡与顶棚、防火墙与地板都是由横梁进行连接，为了在简化模型中模拟梁的存在，用加厚的钢板连接各块板，以降低板与板的直接影响。为了研究不同方向的激励载荷会引起哪些振型的声腔模态，我们在1、2、3号板上分别施加了沿纵向、横向和竖向的强迫振动信号，通过RADIOSS进行流固耦合分析，计算声学灵敏度，输出计算出的MPV车内前、中、后三个位置的声压值。图4为用RADIOSS计算的前5阶声腔模态频率及振型。

      图5-1为在1号板上施加纵向的即垂直施加的强迫振动信号，计算出的车内不同位置的声学灵敏度响应。在47Hz附近，前排和后排声压值达到77dB，而中排位置仅为60dB，这与其激励起来的第一阶纵向声腔模态频率一致，即车厢纵向的长度恰好为此频率时1/2个声波的长度，前排和后排位于声压波腹位置，相互叠加声压增大，产生轰鸣声，而中排位置位于声压波节位置，声压较低。再看95Hz时车内的声压峰值，三个位置都在70dB左右，都会产生轰鸣声，这与车厢二阶纵向声腔模态频率一致。在一阶声腔模态频率47Hz之前，出现了21Hz的声压峰值，前排和中排声压值为82dB，后排为72dB，这显然不是被1号板激励起的声腔模态导致的轰鸣声。

      为了辨识21Hz处声压峰值是由声腔模态还是由板的声辐射引起，可以通过在有限元模型中人为改变声音的传播速度来确定。将声速由343m/s提高为600m/s，修改后的一阶纵向声腔模态频率由47Hz升至为81Hz，如图5-2所示，相应地81Hz处前排声压值达到极大。但在21Hz处，峰值频率没有变化，声压值明显提高，这也证明了21Hz处轰鸣声是由板的声辐射引起。对简化车身的模态结果分析可知，21Hz时1号板上有局部模态，模态密度很低，但模态能量高，其辐射噪声足以产生轰鸣声。

      图6-1为在2号板上施加纵向即平行于2号板的强迫振动信号，车内不同位置的声学灵敏度响应。一阶纵向声腔模态频率47Hz处虽然前排和后排会有声压峰值，但与1号板纵向激励起的声压值相比下降了20多dB。图6-2为2号板上施加横向即垂直施加的强迫振动信号在车内的响应，在2个频段上出现了声压峰值，47Hz和106Hz，47Hz时前排和后排的峰值为横向激励产生的一阶纵向声腔模态所导致，而在106Hz上，为第一阶横向声腔模态，与振动信号的激励方向一致。施加横向激励，在20Hz附近仍出现声压峰值，这与1号板上出现的21Hz的峰值产生的机理一致，会导致车内轰鸣声。

       图7-1为在3号板上施加横向的强迫振动信号，前排和后排在106Hz（一阶横向声腔模态）会有声压峰值，但不足以形成轰鸣声。图7-2为在3号板上施加竖向即垂直施加的强迫振动信号，在此激励下，前排和后排在47Hz的声压峰值仍然出现(一阶纵向空腔模态)，106Hz的一阶横向声腔模态也被激起，形成车内的声压峰值，150Hz为Z向声腔模态，这也造成了前排和后排的声压峰值。很显然，在3号板（即顶棚位置）上施加竖向的振动信号，可以同时激起一阶纵向、一阶横向和一阶竖向的声腔模态，也就是说，在外部载荷激励下，顶棚的共振很容易激起纵向、横向和竖向的各阶声腔模态，从而产生车内的轰鸣声。

4 轰鸣声产生机理的试验验证

      上述对轰鸣声产生的原因分析只是基于简化的乘员舱模型，实际情况是否符合，需要试验来验证。在产的某一款MPV车型，怠速时后排乘员抱怨有轰鸣声，测试发现声压峰值分别出现在25Hz和49Hz附近，如图8中绿线所示。

      通过对装饰车(trimmed body)的有限元模型进行模态计算看出，在23-27Hz的频段上车顶处有多处局部模态出现，如图9所示。建立乘员舱流体网格模型并进行模态计算，如图10所示，发现48Hz处是车的一阶纵向声腔模态，正好与尾门的整体模态频率相一致。由前面对轰鸣声的分析可知，这两处声压峰值产生的机理明显不同，其解决措施也不同。此款车的发动机为4缸汽油机，在怠速时其转速为720转/分钟，2阶点火频率为24Hz，4阶点火频率为48Hz，这正好激励起顶棚薄钢板的局部模态和背门的整体模态。为了改变激励源对车身的激励频率，将怠速转速从720转/分钟调为780转/分钟，其2阶和4阶点火频率变为26和52Hz，从图8的红线可以看出，49Hz峰值消失，很显然怠速转速的调整避免了尾门的共振，从而无法激励其一阶纵向声腔模态。但是，25Hz的峰值移动到27Hz，其声压大小并没有明显减小，引起的轰鸣声没有消除，这是由于在23-27Hz的频段上车顶处有多处局部模态，怠速转速的调整并没有使激励频率跳出车顶的共振频率范围。因此，需要采取其他措施降低顶棚的共振，如增加集中质量降低局部模态频率，增加支撑提高局部模态频率，或者增加沥青阻尼垫降低顶棚的振动辐射效率。

5 结论

      通过RADIOSS进行模态分析和流固耦合分析，使我们对汽车轰鸣声产生的机理有了深入了解。车内轰鸣声并非完全由被激励起的声腔模态所导致，低于一阶纵向声腔模态频率时，车身钢板上如果有局部模态被激起，其辐射噪声足以产生低频的轰鸣声。当振动载荷垂直施加载车身钢板上时，极易激起与声腔内声压的分布方向一致的各阶声腔模态并产生轰鸣声，并且对于一阶纵向声腔模态，只要振动载荷垂直施加载车身钢板上，不论是哪块区域的钢板，都可激起声腔模态并在前排和后排产生轰鸣声。对于顶棚、地板区域，极易产生共振并激起纵向、横向和竖向的各阶声腔模态，从而产生车内的轰鸣声，这一点尤其需要注意。（转）