汽車P/T靈敏度傳遞路徑分析

侯臣元，汪曉虎，王　亮，李建華

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

汽車P/T靈敏度傳遞路徑分析

侯臣元，汪曉虎，王亮，李建華

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

準確預測車輛內部對發動機力矩輸入的聲學靈敏度（即P/T）對車輛前期NVH開發具有重要意義，建立詳細的整車結構及聲腔流體有限元模型，并推導流體—結構耦合有限元方程，進行P/T仿真計算，并在相同邊界條件下進行試驗。仿真結果與試驗值在30 Hz～100 Hz有較好一致性，但在10 Hz～30 Hz低于試驗值。通過對傳遞路徑中的懸置隔振及動力總成剛體模態進行仿真與試驗對比分析，發現懸置低頻動剛度特性對P/T靈敏度有較大影響。根據懸置低頻動剛度特性調整懸置動剛度，仿真計算與試驗值在整個頻帶即0～100 Hz皆有較好的一致性。仿真與試驗結果為車輛開發前期進行車內噪聲水平控制提供一定參考。

聲學；有限元法；流體—結構耦合；P/T靈敏度；懸置動剛度

隨著汽車在國內的逐漸普及，車輛的NVH （Noise，Vibration，Harshness）性能也越來越得到消費者和汽車廠商的重視。

汽車P/T靈敏度是指在發動機曲軸中心線施加力矩激勵，仿真計算或試驗測試車內駕駛員或乘客耳旁的聲壓響應，響應與激勵的比值即為P/T靈敏度，單位為dB/Nm。P/T靈敏度與各種工況下的發動機載荷作乘積處理，并根據經驗數據進行一定的修正，即可計算得到各種工況下的車內聲壓水平。在車輛開發前期，利用仿真計算P/T靈敏度對整個傳遞路徑進行分析優化具有重要意義，可以有效地控制車內的振動和噪聲水平。目前，國內外對從懸置車身側安裝點到車內方向盤和座椅的振動傳遞路徑進行了較多研究，減少各結構和子系統之間模態頻率耦合或者增加結構剛度來降低方向盤或座椅振動幅值［1-3］；對振動傳遞路徑中的懸置進行深入的研究，使懸置可以更好地衰減動力總成傳遞過來的振動［4-7］；對車輛單一工況如怠速工況下的車內振動特性進行研究等［8，9］。但較少有在一個較寬頻帶上（如0～100 Hz）對從動力總成輸出力矩激勵到車內聲學響應整個路徑進行研究，并對仿真計算和試驗測試之間的差別進行原因分析。

基于某乘用車型，本文利用流體—結構有限元模型計算P/T靈敏度；對有限元計算結果進行試驗驗證，并分析仿真計算結果與試驗結果之間差異的原因，為計算出正確的P/T靈敏度和在車輛研發前期進行車內噪聲水平控制提供參考。

1　整車有限元模型及流體—結構耦合有限元理論

1.1整車有限元模型

整車結構有限元模型含白車身，動力總成，前后懸架系統，轉向系統，輪胎，車門，天窗，車內座椅，排氣系統，油箱，車內飾板，吸隔聲材料及各種附加質量等。大部分系統建立詳細的有限元模型，部分系統采用集中質量或分布式質量表示。

為增加整車結構有限元模型的正確性，利用模態置信準則（Modal assurance criterion，MAC）比較分析仿真計算與試驗測試的若干車身結構主要模態。如果兩個模態振型是線性相關的，則MAC值接近1，如果兩個模態振型不具有相關性，則MAC值接近于0。MAC值計算公式如下

式中“H”代表共軛轉置。

表1　仿真與試驗中的主要車身結構模態對比

表2　仿真與試驗中的車身結構主要模態MAC值對比

1.2聲腔流體有限元模型

聲腔流體有限元模型包括車室空腔子模型，座椅子模型，車門空腔子模型，IP空腔子模型等，并分別對不同子模型賦予不同的材料密度，聲速及阻尼等參數，以表征各個空腔的特性；同時，根據聲能在不同子模型間流動特點，在每個子模型之間建立耦合區域。流體單元類型為四面體單元。

1.3有限元流體—結構耦合方程

將車身結構視為彈性體，車身受到外界激勵后引起車身板件的振動，車身板件的振動會引起車內空氣流體的振動，而空氣流體的振動反過來又作用于車身板件上面，于是車身板件與車內空腔形成了一個流體—結構耦合的聲場系統。

邊界存在阻尼時衰減波動的有限元方程為

式中［MeP］為單元流體質量矩陣；［CeP］為單元流體阻尼矩陣；［KeP］為單元流體剛度矩陣；ρ0｛Re｝T為單元耦合質量矩陣；｛Pe｝為節點壓力向量；｛Ue｝為節點位移分量向量。

考慮作用于界面上流體壓力載荷｛FePr｝影響的結構振動方程為

式中｛N'｝為位移單元形函數；｛n｝為界面單位法線。

將用于壓力空間變化的有限單元形函數方程P=｛N｝T｛Pe｝代入（4）式，生成新的界面流體壓力載荷向量｛FeP

r｝

式中｛N｝為壓力單元形函數

推導得出考慮界面壓力的結構振動方程為

將式（2）與（6）聯立可得到完整的流體—結構耦合有限單元離散化方程，即

2　P/T靈敏度仿真及試驗驗證

2.1聲學靈敏度傳遞函數

在動力總成曲軸中心位置施加一繞曲軸軸線的寬頻力矩激勵T，該激勵引起動力總成振動并通過懸置系統傳遞到副車架或車身，繼而通過一系列傳遞路徑傳遞到車身空腔板件，引起車身空腔板件振動，從而向車內輻射聲音；車內空氣流動反作用于聲腔板件，形成流體—結構耦合的聲場系統；通過流固耦合仿真分析或試驗獲得駕駛員或乘客處的聲壓P，可得聲學靈敏度傳遞函數H（f），如式（8）所示

2.2聲學靈敏度仿真及試驗驗證

基于所建立的整車有限元模型，仿真計算P/T靈敏度。計算輸出的車內聲學響應頻率范圍為0～100 Hz，考慮高頻模態對低頻響應的影響，設置整車結構模態和聲腔模態計算頻率范圍分別為0～200 Hz和0～400 Hz。本文僅選擇有代表性的車內第2排左側乘客右耳（2 LE）和第三排中間乘客右耳（3 ME）處的響應進行分析，計算結果如圖1和圖2中實線所示。

圖1　 2 LE位置P/T靈敏度

在相同的邊界條件下，對仿真計算進行試驗驗證。在動力總成下表面縱向布置兩個激振器，每個激振器通過一柔性頂桿與動力總成相連，通過輸入兩個大小相等、相位相反及垂直向上的力來模擬力矩輸入。在車內駕駛員及乘客右耳位置布置麥克風來拾取車內的聲學響應。

激振系統采用德國TIRA公司的激振器及功率放大器，其有效工作頻率范圍為0～5 000 Hz；力傳感器為PCB通用石英力傳感器，可以承受445 N的壓力或拉力且有好的低頻響應特性。利用PCB隨機入射場傳聲器及ICP前置放大器接收車內聲學信號，其有效工作頻率范圍為6.3 kHz～12.5 kHz。同時，采用LMS SCADAS III前端及LMS Test.Lab軟件進行信號的采集與處理。試驗結果如圖1和圖2中的虛線所示。

從仿真計算曲線和試驗曲線比較結果可以看出，在30 Hz～100 Hz頻率范圍兩者的一致性較好，但在15 Hz～30 Hz頻率范圍仿真計算結果要小于試驗測試結果。而根據式（9）可知，對4缸發動機，15 Hz～30 Hz恰為車輛怠速時發動機基頻激勵范圍。

圖2　 3ME位置P/T靈敏度

式中N為發動機氣缸數；n為發動機轉速，單位為r/min；τ為內發動機沖程系數，四沖程τ=2。

因此，研究仿真計算與試驗差別的原因，提高15 Hz～30 Hz仿真計算的準確性對車輛怠速NVH性能前期開發具有重要意義。由于仿真計算與試驗測試具有相同的邊界條件，且激勵輸入經證明也具有一致性，因此重點對振動向車內傳遞的路徑進行分析。將整個傳遞路徑分為3個階段，分別是懸置PT側支架到懸置車身側支架，懸置車身側支架到懸置車身板件，車身板件到車內聲學響應位置。

3　懸置隔振仿真與試驗對比分析

3.1懸置隔振仿真計算

在仿真計算時，在懸置PT側支架及車身側支架分別選擇響應輸出點，輸出兩個位置的加速度響應。為減小仿真中的擾動誤差，在響應輸出點處選擇4個節點建立RBE 2連接，輸出其自動計算出的中心點響應。在選擇響應輸出點時，應選擇適于布置傳感器的位置，以便于試驗測試時布置傳感器。

本文所基于的車型，PT（Power train，動力總成）通過4個懸置與副車架或車身前縱梁連接，分別是發動機懸置，變速箱懸置，前懸置及后懸置。仿真計算時，每個位置輸出XYZ三個方向的振動響應，在懸置PT側及車身側分別輸出12條響應曲線。

對懸置PT側響應，這12條曲線在隨頻率變化趨勢上具有較高的一致性；對懸置車身側響應，12條曲線也具有較高一致性，但前懸置及后懸置車身側振動響應幅值高于其它兩個懸置，同時在60 Hz附近有一峰值，這是由于前懸置及后懸置安裝在剛度較低的副車架的原因，60 Hz左右為副車架模態。變速箱懸置PT側振動響應如圖3所示，車身側響應如圖4所示。

圖3　變速箱懸置PT側振動響應

圖4　變速箱懸置車身側響應

由圖3可以看出，懸置PT側響應的峰值集中在7 Hz～17 Hz，而30 Hz～100 Hz響應接近平滑的直線。由圖4可以看出，對懸置車身側響應，其峰值也主要集中于7 Hz～17 Hz，由于懸置的隔振作用，雖然該頻段的峰值頻率沒有改變，但振動幅值在降低的同時，不同頻率的幅值也有了相對變化；對30 Hz～70 Hz，由于車身等結構和聲腔流體模態的存在，這個頻段的幅值變化與懸置PT側響應變化明顯不同，這些峰值頻率與車身結構等的模態頻率對應。

3.2懸置隔振試驗研究

在懸置的PT側及車身側布置加速度傳感器，傳感器安裝位置與仿真計算時響應輸出位置相同，測試這些位置的振動加速度響應，計算得到加速度響應與力矩輸入的頻響曲線，單位為（（m/s2）/Nm）。

測試得到各個懸置兩側的加速度響應，圖5和圖6分別為變速箱懸置的PT側和車身側的振動響應。

對比分析圖5與圖3，可以看出兩者在30 Hz～100 Hz的變化趨勢是一致的，但在0～30 Hz，兩者有比較明顯的不同，試驗測試的峰值頻率主要出現在10 Hz～25 Hz。

圖5　變速箱懸置的PT側振動響應

圖6　變速箱懸置的車身側振動響應

3.3 PT剛體模態仿真與試驗對比分析

在整車邊界條件下，仿真計算動力總成剛體模態，與P/T試驗測試時的動力總成剛體模態進行對比分析，如表3所示。

表3　動力總成剛體模態仿真計算值與試驗值對比

由表3可以看出，試驗測試得到的發動機剛體模態頻率整體上要高于仿真計算結果。發動機剛體模態頻率偏高必然會導致傳遞到懸置PT側的振動響應峰值頻率偏高，繼而傳遞到懸置車身側的響應峰值偏高，經過車身路徑傳遞后，車內的聲壓響應峰值頻率也會偏高，即表現為在20 Hz～30 Hz，試驗P/ T靈敏度要大于仿真計算值。

在PT質量及轉動慣量、懸置布置形式和連接點剛度等一定情況下，PT剛體模態頻率及振型主要和懸置的各向剛度有關。一般情況下，懸置剛度會在設計值±20%范圍內，但懸置低頻液壓特性及試驗過程中懸置某個方向振動位移過大會對懸置剛度產生較大的影響。圖7為變速箱懸置動剛度液壓特性變化曲線，圖8為P/T試驗時變速箱懸置振動位移曲線。

圖7　液壓懸置動剛度特性曲線

圖8　 P/T試驗變速箱懸置振動位移曲線

由圖7可以看出，液壓懸置剛度在10 Hz～20 Hz有比較急劇的變化，而仿真時懸置剛度一般為一定值。從圖8中可以看出，在P/T試驗時，變速箱懸置X向位移隨時間變化比較大，這會造成懸置在該方向的剛度變化，這也是兩者之間差別的一個重要原因。

4　懸置剛度調整后仿真計算與試驗對比

考慮液壓懸置低頻動剛度特性，調整變速箱懸置在X向的動剛度為原動剛度的1.7倍，計算發動機剛體模態頻率及振型，如表4所示。

可發現調整后仿真計算的PT pitch模態和Yaw模態與試驗測試值比較接近。基于此剛度，計算P/T靈敏度，并與試驗值做對比，如圖9和圖10所示。

可以看到，在0～100 Hz整個頻段上仿真計算值和試驗值有較好的一致性。

目前，各主要有限元計算軟件推出的新版本中已考慮彈性件的動剛度特性，但仍有其局限性。如何在一較寬頻帶上更準確地模擬液壓懸置的動態特性，還需要與之相關的企業和研究機構做更多的研究。

表4　動力總成剛體模態仿真計算值與試驗值對比

圖9　懸置剛度調整后2 LE P/T靈敏度對比

圖10　懸置剛度調整后3 ME P/T靈敏度對比

5　結語

（1）基于某乘用車型，建立整車流體—結構有限元模型，對發動機力矩激勵下的車內聲學響應即P/T靈敏度進行仿真計算，并與試驗進行對比分析。在10 Hz～30 Hz范圍內仿真計算值小于試驗測試值，而在30 Hz～100 Hz范圍內兩者有較好的一致性；

（2）對懸置隔振進行仿真計算并與試驗對比分析，結果表明仿真頻響曲線峰值頻率分布于7 Hz～17 Hz，而試驗測試頻響曲線峰值頻率主要分布于10 Hz～25 Hz；

（3）仿真與測試的PT剛體模態頻率分布與（2）中的峰值頻率分布有相同的趨勢；

（4）液壓懸置低頻動剛度特性及懸置在某一方向的振動大位移會改變懸置動剛度，從而改變PT剛體模態的頻率和振型，繼而影響低頻P/T靈敏度。如何在一較寬頻帶上更準確地模擬液壓懸置的動態特性需要業界進行更多研究；

（5）根據懸置動剛度特性對懸置剛度調整后，仿真計算的P/T靈敏度和試驗測試值有較高的一致性。

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Analysis of Vehicle's P/T Sensitivity Based on Transfer Path Method

HOU Chen-yuan，WANG Xiao-hu，WANG Liang，LI Jian-hua
（PanAsia TechnicalAutomotive Centre Co.Ltd.，201201 Shanghai，China）

It is important to accurately calculate the sound pressure in vehicles induced by the powertrain torque excitation for advanced vehicle development.In this paper，a detailed finite element model for whole vehicle structure including the fluid in the acoustic cavity was established.The fluid-structure coupled finite element equations were formulated.The model was validated with the method of modal assurance criterion.Based on the model，the acoustic sensitivity defined by sound pressure over torque，P/T，was calculated.The test was carried out under the same boundary condition.It is shown that the simulation result has a good agreement with the test result in 30 Hz-100 Hz frequency range，while in 10 Hz-30 Hz frequency range the simulation result of P/T is lower than that of the test.The simulation and tests of the mount isolation and powertrain rigid-body modals were completed and the results were analyzed.It was found that the mount low-frequency dynamic-stiffness characteristics have large influence on P/T.When the mount dynamic-stiffness value increases，the P/T results of simulation and tests have a good consistency in whole frequency band of 0-100 Hz.

acoustics；finite element method；fluid-structure coupling；P/T acoustic sensitivity；mount dynamicstiffness

O422.6

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.024

1006-1355（2015）05-0116-05+120

2015－02－10

侯臣元（1980－），男，山東省濱州市人，碩士生，主要研究方向：汽車振動噪聲。

E-mail:hcy31311@163.com