导读 Reading guide 在开发过程中，尾门系统作为重要的整车子系统部件，提前识别尾门系统导致的低频轰鸣声极为重要。本文以某SUV车型低频轰鸣噪声问题为案例，通过主观评价和客观数据分析，结合提出的物理模型阐述了尾门系统导致的低频轰鸣的机理原理，从尾门密封系统方向提出了具体工程化措施。通过小批量验证测试，确认了方案的有效性和稳健性，对后续SUV车型尾门系统相关的NVH性能开发，有重要的工程指导意义。 关键词：尾门系统；轰鸣噪声；声固耦合；NVH
作者：董海威 张军 周禾清 李德水 李燕 单位：吉利汽车研究院（宁波）有限公司
引言 近年来，随着用户对汽车认知的深入，对车辆性能要求也越来越高，汽车NVH的挑战不断加大。各大汽车生产商及相关零部件供应商均加大对NVH的研发。特别地，车内的低频轰鸣声会给驾乘者带来主观上明显的压耳感，心理上易引起焦躁不安的情绪，甚至头晕恶心的身体反应，这种情况，在NVH开发中需要更加重视。 国内吉林大学赵荣宝[1]等较早地概括了声固耦合的理论方法，综合指出车身结构振动与车内辐射引起主要的低频噪声，车内吸声材料针对中高频噪声有改善，但是低频改善不明显。西南交通大学的闫兵[2]针对某车型传动系扭振引起的车内轰鸣声问题，经大量试验研究发现减速器的振动激励与车内空腔模态耦合是产生车内轰鸣声的主要原因，并通过增加扭振减振器和双质量飞轮，降低激励源改善了车内轰鸣噪声。刘元德[3]等针对树脂材料尾门，初步明确了尾门缓冲块对尾门模态及轰鸣声性能的影响规律和幅度，指出了尾门缓冲块的硬度、安装位置及工艺对轰鸣声的影响。 本文介绍了某SUV车型尾门引起的路噪低频轰鸣排查与测试分析过程，系统阐述了尾门导致车内低频轰鸣原理，并根据实际工程开发，提出具体可行的工程化措施，这对于提升尾门系统NVH性能开发有重要的工程指导意义。 01 路面低频轰鸣的振动分析过程 路面激励由不同路径传递，轮胎、轮辋、转向节、前后悬架、副车架等，作用于车身的前风挡、顶盖、尾门等响应端，最终驾驶员或车内乘客感知到轰鸣噪声。尾门系统作为整车重要的开闭件系统，模态与整车模态、车内空腔模态接近，若未合理设计避频，在激励下易产生声固耦合问题导致车内轰鸣严重。因此，前期设计开发中，对于尾门系统关键参数的设定尤为重要。 低频轰鸣问题分析识别 某SUV车型小批量生产阶段，同批次多车辆出现较明显的路噪轰鸣声问题，主观评价存在鼓膜压迫感。针对此问题，我们首先进行实车主要问题工况的主观评价及分析识别。经反复评估对比，在粗糙路面匀速60Km/h行驶，车内存在低频压耳的轰鸣声，且发现同配置同问题工况车辆的低频轰鸣大小不同，这可能涉及具体量产工艺及制造偏差。 客观数据测试 使用LMS系统 SCADAS振动噪声数据采集设备，采集车内驾驶员左耳和后排座椅右座右耳的声音信号，设置的分析带宽为20480 Hz，频率分辨率为1Hz。测试工况为粗糙路匀速60kph行驶，并与两辆竞品车进行路噪数据对比。 经对比发现：（1）此SUV车型前排存在33Hz左右的低频轰鸣噪声峰值，1/3倍频程数据显示为52.3dB，高于竞品车6dB左右，主观评价在前排位置低频轰鸣压耳感明显，如图1（a）；（2）对比前后排车内低频轰鸣，后排小于前排，与主要竞品车相当，如图1（b），此问题需重点关注。
（a）主驾左耳噪声
（b）后排右座右耳噪声 图1 粗糙路匀速60kph车内噪声
02 基于方案验证的仿真及试验分析 仿真分析识别 针对33Hz频率的路噪轰鸣，计算车身板金件包括车身前后地板钣金件、玻璃等对车内低频轰鸣声主要贡献量。 图2是仿真计算得到的主驾左耳噪声；图3为仿真识别到的主要钣金件贡献量。根据仿真分析结果，进一步明确尾门系统是导致当前轰鸣的主要问题部件。
图2 仿真计算主驾左耳噪声
图3车身33Hz钣金件贡献量识别
基于响应端的扰动试验法 在尾门内钣金中间位置，如图4所示，螺接频率33Hz重量1kg的吸振器，作用方向为垂直于尾门钣金，整车X向。吸振器的原理是在振动物体上附加质量弹簧共振系统，吸振器反相位振动，减小特定频率下尾门本体振动的作用，从而降低固声耦合的幅值。
图4 尾门内钣金位置（红圈）增加吸振器 如图5所示，经实车评测及主观驾评，车内轰鸣噪声改善明显，基本可以接受。通过在尾门系统中增加吸振器方案，降低尾门本体振动，改善车内低频轰鸣声，但这也会导致尾门系统重新匹配开发设计及试验验证调教，增加开发成本及开发周期，推迟整车交付时间。
（a）前排主驾左耳噪声
（b）后排右座右耳噪声 图5 尾门增加吸振器状态匀速60kph噪声结果对比
车内声固耦合的调整验证 在激励源的不变的情况下，通过改变车内声固耦合形式，降低声压幅值来改善车内轰鸣。当结构空间一定时，空腔模态是固定模态频率无法改变。公式（1）为空腔模态的计算公式，
其中Lx,Ly,Lz为结构空间X,Y,Z向的长度，Nx,Ny,Nz为对应结构空间的空腔模态。我们可以通过调整尾门密封系统,例如缓冲块、限位块、密封条等密封橡胶件的刚度值，结构不变时取决于橡胶的硬度，如图6所示，两种不同硬度的尾门缓冲垫的力-位移曲线。这样通过尾门模态增大或减小，改变声固耦合形式。
图6尾门缓冲垫力-位移曲线
下面进行70HA和45HA两种缓冲垫硬度的测试，测试尾门模态频率、振型及尾门反力，具体结果如图7所示。
图7 （a）缓冲垫70硬度尾门的振型及模态
图7 （b）缓冲垫45硬度尾门的振型及模态
如表1所示，测试结果表明尾门反力可表征尾门约束模态，两者之间存在强关联性。
对比测试两种状态的车内噪声数据及尾门振动数据，发现更换45°的尾门缓冲垫，车内低频轰鸣峰值降低明显，如图8(a)，车内噪声峰值降低6.7dB，满足了整车量产的要求。进一步分析，问题噪声峰值频率从34.7Hz移到29.9Hz，对应的尾门振动峰值频率从33.9Hz移到25.3Hz，如图8(b)，但是尾门振动幅值基本相当，其中振动布点位置为尾门外钣金几何中心位置。
（a）主驾左耳噪声结果对比
（b）尾门振动结果对比 图8匀速60kph两种缓冲垫硬度测试数据
从而可以推断，尾门振动与声腔振动的声固耦合形式发生变化，导致车内轰鸣改善明显。因此，需进一步对声固耦合的机理原理进行分析。 03 尾门系统低频轰鸣的原理分析 尾门系统关键子部件 研究尾门系统引起的车内低频轰鸣问题，首先对尾门系统的各个子部件进行深入剖析，确定与NVH内部属性的关联性，如图9所示。
图9 尾门子部件与NVH属性的关联示意图
经识别尾门弹性模态引起的声固耦合问题，在尾门框架基本确定的情况下，通过调整内部撑板及内外钣金件的厚度等参数，增加内外钣金的刚度等。 对于尾门系统刚体模态引起的声固耦合问题，调整尾门密封系统（密封条、缓存块、限位块等）刚度值等参数，或者其配合公差调整。可以有效调整尾门模态来改变声固耦合形式，改善车内低频轰鸣。通过调整尾门反力的大小，来快速调整尾门模态。同时NVH内部属性平衡，评估改变尾门反力导致的关门声品质、异响及尾门漏声等问题。
声固耦合模型的建模理论基础 整车车身包括大部分冲压后的钢板经过焊接后组成的车身框架，及车身玻璃或者树脂及其它材料的尾门等，均为非理想刚体。当车身结构受到外界激励时，路面激励或动力总成激励，发生振动压迫车内声腔，导致车内声压分布的变化。 同样的，当车内声压发生变化时也会反作用于车身结构，激起车身板件的振动，车身结构与声腔之间发生相互作用，这就形成了车内的声固耦合系统，如图10所示，其中K、C表征的主要是尾门系统的缓冲块、限位块、密封条、限位锁的特性。。对比SUV车型，三厢轿车的后备箱尾门接近平行与下车体，因此尾门振动引起的声压变化无法形成声固耦合，导致车内低频轰鸣（如图11）。
通常在低频范围内的耦合作用很明显，这种低频的耦合模态在接近其模态频率的激励下会使车身内部的某些区域声压明显升高，产生强烈的低频轰鸣响应。特别是尾门系统，在完全闭合状态下，依然存在相对其它车身部件较大的纵向位移。 考虑阻尼效应，车身的结构模型可以表示为：
其中，[Ms]表示未受到约束部分的质量矩阵，[Ks]表示未受到约束部分的刚度矩阵，[Cs]表示未受到约束部分的刚度矩阵，[Fs]表示施加在结构上的外力矢量。 同理，车内声压的模型可表示为：
考虑声压对结构的影响，动力学方程可以表示为：
式中，[Kc]表示刚度耦合矩阵，[Fsi]表示载荷激励。 虑结构振动对声腔的影响，声学方程可以表示为，
其中，[Mc]表示耦合刚度矩阵，{Fai}表示激励载荷。 最后可以得到两者的耦合方程：
简化为一维长方体声场分析 对于实车的声固耦合情况极为复杂，为问题便于解析，暂不考虑乘员舱仪表板、座椅布置及其它声学包材料的影响，同时对于后备箱可能起到空腔共鸣器的作用也进行简化。模型简化为两端闭合的一维的长方体声场，如图12。
图12 简化的一维的声固耦合模型
声波在一维空间进行传播，Mx表示一阶振型，中间波形为波谷面，两端封闭端为波峰面。如图13所示。对于SUV车型的空间布局，前排及后备箱位置位于波峰面，后排位于波谷面位置。以此简化分析，尾门导致的低频轰鸣往往前排噪声大于后排。
图13 声波在一维空间传播的模型
04 尾门系统控制工程化措施 在整车开发过程中，不仅要考虑NVH属性，而且要满足各属性开发要求才能保证开发节点顺利量产。本次尾门缓冲垫硬度从70°调整为45°，刚度从135N/mm调整为46N/mm。需要再进行尾门系统的耐久疲劳分析，道路异响确认。例如缓冲块硬度降低后，恶劣道路时尾门锁扣在异响出现的概率会变大。同时均衡NVH各个工况，包括怠速、小油门加速、中大油门加速的轰鸣噪声问题。对于纯电动车后驱开发，要设定合理的模态分布表，特别与后悬架电机的刚体模态进行合理避频。 同时考虑到基地总装工艺过程控制及尾门面差等的外观要求，实车检测批量生产时尾门反力实测力值存在一定的波动性，间接反映出尾门模态存在的波动性。这也是问题确认时，小批量样车路噪轰鸣存在偏差波动。所以，结合项目及工程实际，最终锁定缓冲垫橡胶硬度50°，同时通过检控尾门反力来确保尾门模态在合理区间。 05 结论 针对某SUV车型存在的车内低频轰鸣声问题，通过激励源、传递路径及响应端的排查，结合声固耦合的机理原理，重点对响应端尾门系统进行深入分析研究。 (1) 通过尾门增加吸振器可改善尾门引起的低频轰鸣噪声，考虑到尾门系统的需要各个属性的平衡，建议在前期开发设计中进行预留； (2) 尾门缓冲垫对于改变模态起到及其重要的作用，鉴于声固耦合导致低频轰鸣的复杂性，类似底盘衬套等橡胶件，尾门缓冲垫纳入后期DOE调教的重要部件； (3) 尾门模态作为性能设计的重要管控参数，同时必须考虑声固耦合对车内低频轰鸣的影响。通过试验及仿真结合的方法，对于低频轰鸣问题，可以快速准确的锁定导致车内低频轰鸣的关键部件。
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