路面激勵下車內噪聲改善方法

趙 春，邢玉濤，王弘巖

（眾泰汽車有限公司，浙江 杭州 241009）

隨著汽車越來越普及，消費者開始更多地關注汽車的NVH（Noise Vibration Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能，并把NVH性能作為購買汽車時重要的衡量因素。通過對汽車振動噪聲的深入分析與研究，發動機和傳動系統噪聲已經得到一定程度的有效控制［1-2］。而路面噪聲在整車噪聲中的影響在不斷地增大，尤其是電動汽車中沒有發動機的激勵，路面噪聲顯得尤為明顯，直接影響到車內人員的乘坐感受。因此，控制路面噪聲具有重要的工程意義。

根據噪聲傳播的方式不同，車輛路面噪聲通?？煞譃榭諝庠肼暫徒Y構噪聲。車輛在粗糙路上行駛時，輪胎受粗糙路面的激勵，由底盤和車身傳遞到車內的噪聲稱為結構路噪，通常頻率區間為20～400 Hz。輪胎與路面產生的摩擦聲通過空氣直接傳遞至乘員艙內，稱為空氣噪聲，通常噪聲頻率區間大于600 Hz。本文重點對車內的結構噪聲進行研究，從激勵源和傳遞路徑上對問題產生的原因及影響因素進行分析，提出可工程化方案的措施，并進行了實車測試驗證。

1 路面結構噪聲產生機理

路面結構噪聲主要是由于車輛在粗糙路面上行駛時，輪胎與路面的相互作用產生振動通過懸架系統傳遞至車身，通過車身板件輻射及與乘員艙聲腔的耦合產生結構噪聲，最終傳遞至人耳。路面結構噪聲發生機理如圖1所示。由圖1可以看出激勵源為路面，傳遞路徑為輪胎、懸架及副車架，響應為車身。

2 路面結構噪聲控制策略

圖1 路面結構噪聲發生機理

基于路面結構噪聲的發生機理，可以從激勵源、傳遞路徑及響應3個方面進行控制。

1）激勵源控制 路面激勵作用于輪胎產生的振動，主要通過輪胎的傳遞特性進行控制。

2）傳遞路徑控制 優化懸架的隔振性能、懸架結構及襯套參數，減小懸架到車身安裝點的振動傳遞。

3）車身響應控制 包括懸架安裝點剛度及到車內NTF的控制，車身整體、局部模態的解耦等。

以上控制方法中，輪胎和懸架參數的優化可能會與操穩及平順性產生沖突，需綜合平衡各方面性能。本文將從輪胎、懸架及車身3個方向對路面結構噪聲進行相應的優化。

3 某車型路面結構噪聲優化

某款開發中的SUV在粗糙路面上行駛時，主觀評價車內低頻聲音嚴重，并且整體噪聲偏大，嚴重影響車內乘坐舒適性。采用LMS噪聲測試設備對車內噪聲進行數據采集，通過對噪聲不同頻率下的峰值進行分析，并進行相應的結構優化，降低該車路面結構噪聲，達到整車NVH的開發目標。

3.1 車內噪聲問題分析

測試車輛在粗糙路面上以40 km/h的速度行駛，前排駕駛員位置噪聲頻譜如圖2所示。由圖2可以看出噪聲在46 Hz、80 Hz、120 Hz及210 Hz處存在4個明顯的峰值，此時發動機轉速為1 600 r/min，對應的2階激勵為53 Hz，噪聲頻譜中并沒有該頻率下的峰值，說明車內噪聲的主要激勵源來自路面激勵。

圖2 駕駛員位置噪聲頻譜圖

3.2 路面結構噪聲源識別

測試輪輞中心點的振動，測試數據如圖3所示。其中46 Hz左右X向（整車前后方向）有明顯振動峰值，80 Hz左右XYZ 3個方向都有明顯的振動峰值，120 Hz左右Y向（整車左右方向）有明顯峰值，200 Hz左右Z向（整車上下方向）有明顯峰值，與車內噪聲峰值頻率有較好的對應關系。

圖3 輪心振動頻率圖

相關研究表明：輪胎的扭轉模態通常在46～60 Hz左右［3］，在車輛行駛過程中容易被輪胎與路面之間X向的摩擦力激勵起來，通過懸架傳遞至車身。實測輪胎在自由狀態下的頻率為53 Hz，而在車輛運動狀態下的輪胎扭轉方向模態會有一定的偏差［4］。

輪胎在80 Hz左右存在上下跳動的模態，不同尺寸和結構的輪胎上下跳動的模態也不一樣，通常輪胎的側壁結構對該模態影響較大［5］。

采用相同規格不同結構的輪胎，車內噪聲出現200 Hz峰值的頻率基本不變，說明該頻率的峰值噪聲與輪胎和輪輞形成的空腔模態有關。通過公式（1），計算出聲腔模態頻率為205 Hz。

式中：r ——從車輪中心到輪胎空腔斷面重心的距離；ρ——輪胎空腔內的空氣密度；c——音速；E——輪胎空腔內的空氣體積彈性模量。

由于在車輛行駛過程中輪胎的滾動半徑不斷變化，輪胎的空腔也隨著滾動半徑的變化而變化，因此輪胎的實際空腔模態也隨著車速的變化而不斷變化，并且受聲學多普勒效應的影響，會出現2個峰值的現象，這與車內該頻率下的噪聲特征吻合。

通過濾波回放發現46 Hz和80 Hz左右峰值是造成車內低頻聲音偏大的主要原因。本文將重點對46 Hz和80 Hz兩個頻率峰值進行分析及優化。

3.3 路面結構噪聲優化

3.3.1 輪胎結構優化

輪胎是路面結構噪聲產生源頭，輪胎的結構如圖4所示。相關研究表明輪胎的側壁剛度對低頻噪聲有較大影響，具體體現在輪胎上包括三角膠的高度、硬度及胎圈包線反包高度等。針對目前輪胎對胎面形狀、橡膠厚度及胎側部位結構進行優化，詳細方案見表1。各方案輪胎車內噪聲測試結果如圖5所示，測試結果表明方案C低頻綜合表現優于其它輪胎，最終采用方案C輪胎。

圖4 輪胎結構示意圖

表1 不同方案輪胎

圖5 不同輪胎車內噪聲頻譜

3.3.2 底盤襯套優化

懸架的結構和襯套參數對路面結構噪聲有較大影響，前期設計應該充分考慮各部件之間的模態解耦，后期調教需要優化襯套參數，但同時與其他性能平衡。通過調整部分襯套橡膠硬度（表2），實現與操穩及舒適性平衡，同時車內噪聲在150 Hz和250 Hz左右改善效果顯著，如圖6所示。

表2 底盤襯套優化方案

圖6 底盤襯套優化車內噪聲

3.3.3 車身結構優化

輪胎的振動最終傳遞至車身，通過板件輻射及與乘員艙聲腔的耦合產生結構噪聲，最終傳遞至人耳，對板件的振動控制在路面結構噪聲控制中起到至關重要的作用。測試轉向節上不在同一個平面上的4個點振動及點到輪心的傳遞函數，通過計算獲得輪心載荷。建立完整的整車CAE模型，如圖7所示。

將輪心載荷輸入到輪心處，計算車內噪聲，并根據測試數據修正CAE模型，確保模型的準確性。圖8為CAE模型及修正后的模型計算的車內噪聲與實車測試的數據對比，仿真結果與測試結果基本一致，說明CAE模型能真實模擬實車狀況。

圖7 整車CAE模型

圖8 CAE分析與實測結果

針對車內46 Hz噪聲峰值進行貢獻量仿真分析，發現前風擋玻璃的貢獻量最大。模態分析結果顯示前風擋玻璃與橫梁模態47 Hz，結果如圖9所示，聲腔模態分析結果為45 Hz，正好與前風擋玻璃模態耦合，造成車內噪聲46 Hz左右的峰值。因此，需要對前風擋玻璃安裝橫梁結構進行優化。

圖9 前風擋玻璃與橫梁模態

對于風擋玻璃橫梁結構與聲腔耦合產生的噪聲，一是優化橫梁，使風擋玻璃模態與聲腔模態實現解耦；二是通過加強結構減小橫梁的振動，從而降低車內噪聲。綜合考慮車輛開發周期及成本，決定采用加強橫梁及在橫梁上增加吸振器的方案，來降低車內46 Hz噪聲峰值。前橫梁優化方案如圖10所示。方案1在橫梁兩側分別增加支架，起到加強橫梁的作用，方案2在橫梁中間位置增加吸振器，減小橫梁振動的峰值。通過CAE仿真分析橫梁中心點處的原點導納，振動峰值降低明顯，如圖11所示。實車驗證如圖12所示，主觀評價低頻聲改善明顯，基本可接受。

圖10 前橫梁優化方案

圖11 優化方案對比分析

4 結論

針對某車型在粗糙路面上行駛時產生的低頻噪聲，通過對噪聲產生的激勵及傳遞路徑進行分析，對低頻聲200Hz以內的幾個噪聲峰值優化，通過優化前風擋玻璃橫梁結構改善47Hz左右峰值，通過輪胎優化改善80Hz左右峰值，通過底盤襯套參數調整，優化車內205Hz左右峰值，最終使車輛的低頻路面結構噪聲得到較大改善，提升了整車的乘坐舒適性。

圖12 優化方案對比測試