乘用車車輪銷軸聲學靈敏度仿真與實驗分析

侯臣元，汪曉虎，王　亮，李　鳳

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201201）

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乘用車車輪銷軸聲學靈敏度仿真與實驗分析

侯臣元，汪曉虎，王亮，李鳳

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201201）

摘要：為分析路面激勵引起的車內結構噪聲，建立整車結構有限元模型及流體聲腔有限元模型；在車輪銷軸處施加激勵，仿真計算車內對銷軸處的聲學靈敏度。對仿真結果進行功率疊加，得到車內對銷軸處的整體聲學靈敏度。該整體聲學靈敏度可作為分析路面激勵引起的車內結構噪聲的依據。在同等邊界條件下，對有限元計算結果進行試實驗驗證。通過模態貢獻量分析等方法分析車身結構、后懸架等對車輪銷軸聲學靈敏度的貢獻；對0～200 Hz車內結構噪聲處理提出相應的建議。

關鍵詞：聲學；有限元法；流體-結構耦合；車輪銷軸；聲學靈敏度；模態貢獻量分析

隨著汽車在國內的逐漸普及，車輛的NVH性能也越來越得到消費者和汽車廠商的重視。用戶希望從所駕駛或乘坐的車輛體驗到更舒適的NVH性能，而不是一個嘈雜聲音和抖動等存在的車內環境。為滿足用戶需求和提高自身競爭力，汽車廠商和相關學者機構等對汽車NVH進行越來越多的研究。

車內所感知到的低頻噪聲（0～200 Hz）主要來自于動力總成或路面激勵，這些激勵通過底盤系統與車身的連接點傳遞到車身，激勵起車身各個板件的振動，向車內輻射聲音，形成車內聲場，從而被車內成員感知。近年來，國內外學者利用有限元法對車內的低頻噪聲進行了大量研究和探索，利用有限元流體-結構耦合理論來計算車內的聲壓，并利用聲學貢獻量來評價車身各個板件對車內聲壓的貢獻，通過修改聲學貢獻量較大的板局部結構來降低車內噪聲[1–7]。但這些分析中往往不考慮激勵源和底盤系統如懸架的作用，僅從傳遞路徑中的最后一環即構成車內的板件方面來降低車內噪聲。若在進行板件聲學貢獻分析之前，先對噪聲峰值來源進行分類，判斷其產生原因，再進行有針對性的降噪，可以取得更好的效果。本文將以車輪銷軸到車內乘客耳邊整個傳遞路徑為研究對象，基于功率疊加方法，分析懸架、車身對車內低頻響應的貢獻，為更有效的降低車內聲壓提供參考。

以某乘用車為研究對象，建立了除輪胎外的整車結構有限元模型，聲腔流體有限元模型，并在兩者之間建立流體-結構耦合。計算了車內各排座位對車輪銷軸處激勵的聲學靈敏度，并按照相同的邊界條件進行試驗驗證，兩者取得了較好的一致性。對車內響應的主要峰值產生原因進行分析，為理解車內低頻噪聲產生機理及更有效降低車內聲壓提供了參考。

1　有限元計算模型及流體-結構耦合方程

1.1整車結構有限元模型

整車結構有限元模型含白車身、前后懸架系統、動力總成系統、轉向系統、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。大部分系統建立了詳細的有限元模型，部分系統采用集中質量或分布式質量表示等。目前，一般通過比較有限元仿真和試驗結果來確認模型的正確性。本文重點對車內聲學響應的計算值和試驗值進行對比分析，間接證明有限元模型的正確性。

1.2聲腔流體有限元模型

聲腔流體有限元模型包括車內空腔子模型，座椅子模型、車門空腔子模型及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。

邊界存在阻尼時的衰減波動方程的有限元方程為

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

其中流體壓力載荷向量{FePr}作為界面面積S上壓力的積分，式中為位移單元形函數；為界面的單位法線。

將式（1）與式（5）聯立可得到完整的流體-結構耦合有限單元離散化方程，即

對大部分有限元計算軟件，聲腔流體表面的節點可自動搜尋相鄰結構表面的節點進行流體-結構耦合，但要對輸出的耦合面進行檢查，以防止出現不耦合或錯誤耦合的情形。

2　車輪銷軸聲學靈敏度計算及試驗驗證

車輪銷軸聲學靈敏度是指在車輪銷軸中心位置處施加激勵，在車內駕駛員或乘客右耳位置處計算或試驗測試得到聲壓，最后計算聲壓與激勵力的比值，即POF曲線。對4個銷軸激勵所得到的POF曲線進行功率疊加，可得車輪銷軸總體POF曲線，該曲線可作為車內道路噪聲評價與問題分析依據。下文以后懸架兩個銷軸激勵時車內的響應為例進行仿真計算和試驗對比分析。

仿真計算時，分別在車輪銷軸X，Y，Z向3個方向（整車坐標系）施加一寬頻單位力激勵，輸出車內駕駛員與乘客右耳處的聲學響應，頻率范圍為0～200 Hz。試驗時用力錘分別激勵車輪銷軸X，Y，Z向3個方向，在車內駕駛員與乘客右耳處布置麥克風拾取聲學響應，拾取響應頻率范圍為0～200 Hz。有限元計算分析和試驗時，要確保兩者處于相同的邊界條件。對仿真計算和試驗分別得到的24個POF曲線進行功率疊加，并進行A計權可得車內各排對后輪銷軸處的聲學靈敏度，如圖1和圖2所示。

圖1　車內前排對后輪銷軸聲學靈敏度

圖2　車內第2排對后輪銷軸聲學靈敏度

由以上兩圖可以看出，計算仿真曲線和試驗曲線無論是在趨勢還是在峰值頻率皆有較好的一致性，這在一定程度上也驗證了模型的正確性。受試驗樣本數量的限制，部分頻率兩者有所背離，但在試驗和計算仿真的誤差范圍內。

3　車輪銷軸聲學靈敏度分析

3.1車輪銷軸聲學靈敏度與后懸架車身連接點聲學靈敏度對比分析

在整車結構有限元模型中，移除底盤系統，動力總成等系統，即為裝飾車身有限元模型。后懸架車身連接點聲學靈敏度是指基于裝飾車身模型，在后懸架與白車身相連位置即拖曳臂連接點、減震器連接點及彈簧座連接點處，分別施加X、Y、Z向3個方向的寬頻單位激勵力，計算車內的響應，即得后懸架車身連接點聲學靈敏度，共72個POF曲線。對這些頻響曲線按照同樣方式進行功率疊加，推導得車內前排及第2排對后懸連接點的整體聲學靈敏度，如圖3所示。

將圖3中聲仿真曲線與圖1，圖2中仿真計算曲線進行比較，一定程度上可判斷峰值是來自于傳遞路徑中的后懸架還是來自車身結構。

將相對誤差定義為式中 fall為后輪銷軸聲學靈敏度計算曲線峰值頻率；ftrim為后懸架車身連接點聲學靈敏度計算曲線峰值頻率；

圖3　后懸架車身連接點聲學靈敏度

兩種聲學靈敏度計算的主要峰值頻率對比如表1和表2所示。

表1　前排聲學靈敏度峰值頻率對比

表2　第2排聲學靈敏度峰值頻率對比

由表1和表2可以看出，后輪銷軸聲學靈敏度和后懸架連接點聲學靈敏度在峰值頻率上具有很高的一致性，這表明裝飾車身和聲腔系統這一傳遞路徑對0～200 Hz大部分峰值的產生是有貢獻的。但兩者的曲線變化趨勢又明顯不同，后輪銷軸聲學靈敏度在低頻段（0～20 Hz）有一較大斜率，使響應幅值隨頻率增大而迅速變大，從而在20 Hz～60 Hz之間有了較大的幅值，而后懸架連接點靈敏度在該頻段則是一緩慢上升的曲線。可以推理得出，后懸架對這一頻率范圍的聲學靈敏度起到放大作用。

3.2 0～60 Hz峰值模態貢獻量分析

以39 Hz及46 Hz為例，對0～60 Hz之間的后輪銷軸聲學靈敏度進行模態貢獻量分析，如圖4、圖5所示。

圖4　39 Hz峰值模態貢獻量分析

圖5　46 Hz峰值模態貢獻量分析

由圖4、圖5中可以看出，39 Hz峰值的主要貢獻模態為42.94 Hz及37.10 Hz，46 Hz峰值的主要貢獻模態為43.41 Hz。觀察這些頻率的模態振型，可以發現其整車結構部分多表現為整車呼吸模態等形式，而后懸架則表現為懸架的剛體模態，尤其是前后運動的剛體模態對此頻段貢獻較大。因此，對0～60 Hz頻率范圍的降噪工作應從兩方面著手，一是提高車身剛度來抑制整車呼吸振動幅值或對各個車身區域的貢獻進行相位匹配，即減小正貢獻區域的貢獻量，增大負貢獻區域的貢獻量。二是調校后懸架與車身的連接襯套動剛度。

圖6為對拖曳臂與車身連接襯套的X向剛度進行改變后前排的聲學靈敏度變化，襯套X向動剛度分別取1 530 N/mm、100 N/mm、3 000 N/mm。可以看出該剛度對0～60 Hz附近的幅值有較大影響，最大有5 dB左右。

圖6　后懸拖曳臂襯套剛度對前排聲學靈敏度影響

3.3 60 Hz～200 Hz峰值模態貢獻量分析

在圖3中可以看到，在后懸架連接點的靈敏度分析結果中70 Hz處的峰值并不明顯，但在圖1和圖2所示的后輪銷軸靈敏度分析結果中，70 Hz附近峰值特別突出。對該頻率進行模態貢獻量分析，結果如圖7所示。

圖7　70 Hz模態貢獻量分析

由圖7可以看出，70 Hz峰值的主要貢獻模態為70.14 Hz，觀察其振型，可以發現明顯的后懸架柔性模態。因此，后懸架柔性模態對該處峰值做出了突出貢獻。100 Hz處的峰值產生原因與70 Hz處相同。懸架柔性模態是一定存在的，因此，對這種類型的峰值，一般是對傳遞路徑中各個系統進行避頻來降低峰值。

4結　語

(1)利用有限元流體-結構耦合理論計算車內對后輪銷軸聲學靈敏度仿真計算，計算結果與實車測試之間有較好一致性；

(2)整車后輪銷軸聲學靈敏度和裝飾車身后懸架連接點聲學靈敏度在峰值頻率上具有很高的一致性，這表明裝飾車身和聲腔系統這一傳遞路徑對這些峰值是有貢獻的，但兩者的曲線變化趨勢又明顯不同；

(3)對20 Hz～60 Hz，裝飾車身的呼吸模態對這個頻段峰值有較大貢獻，后懸架剛體模態對這個頻率范圍的聲學靈敏度有放大作用；提高裝飾車身的整體剛度和調試后懸架襯套動剛度是降低這個頻段噪聲的有效方向；

(4)對60 Hz～200 Hz，后懸架柔性模態對這個頻段峰值起較大的作用。

參考文獻：

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中圖分類號：O422.6

文獻標識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.021

文章編號：1006-1355(2016)01-0097-04+199

收稿日期：2015-05-18

作者簡介：侯臣元（1980-），男，碩士生，工程師主要研究方向：汽車振動與噪聲。E-mail:hcy31311@163.com

Simulation and TestAnalysis ofAcoustic Sensitivity of Vehicle Spindles

HOU Chen-yuan,WANG Xiao-hu,WANGLiang,LIFeng

(PanAsia TechnicalAutomotive Centre Co.Ltd.,Shanghai 201201,China)

Abstract:To analyze the structural noise of vehicles induced by road-surface excitations,a detailed full vehicle structure model and a fluid cavity model were built with finite element method,and the coupled fluid-structure equations were derived.Based on the models,the acoustic sensitivity of a car to the spindle was simulated by applying an excitation force at the rear-axle spindle.The acoustic sensitivity of the whole vehicle to the rear spindle could be acquired by superposition of the simulation results,which could be used to evaluate and analyze the structure noise from the road-surface excitations.Results of the finite element analysis were verified by the tests under the same boundary conditions.Through modal contribution analysis,the contributions of the vehicle structure,rear suspension etc.to the acoustic sensitivity of the spindles were obtained.Some measures for reducing the structural noise in the frequency band from 0 to 200 Hz were suggested.

Keywords:acoustics;finite element method;fluid-structure coupling;vehicle spindle;acoustic sensitivity;mode contribution analysis