整車路噪仿真及優(yōu)化技術應用

陳 釗，霍俊焱，吳星晨，鄧江華，王海洋

（1.東風柳州汽車有限責任公司，廣西 柳州545005；2.中國汽車技術研究中心有限公司，天津300300）

隨著國內(nèi)汽車消費市場越來越龐大、越來越成熟，消費者對車輛舒適性要求也是越來越高。車輛路噪控制水平一直是國內(nèi)外各大主機廠非常關注的一項NVH 性能，它直接影響到乘用車乘坐舒適性。尤其對于EV 車型，因為缺少了發(fā)動機的遮掩效應，其路噪問題更加凸顯。

國內(nèi)主機廠在設計階段對路噪性能關注得比較少，究其原因是設計階段路噪開發(fā)能力有限。國內(nèi)路噪開發(fā)重點在試驗樣車調(diào)教，樣車調(diào)教過程中涉及到的問題點往往包含車身骨架、車身大板件、前后副車架、擺臂、連接襯套等，但這些部件后期進行設計變更難度極大，如車身結(jié)構(gòu)設計變更會影響到周邊搭接部件以及會帶來一些布置沖突問題，底盤襯套剛度的調(diào)整又會影響到車輛操穩(wěn)性能。因此在設計階段建立路噪分析、預測、優(yōu)化的方法顯得尤為必要，應力爭在設計階段解決路噪問題。

圖1 某EV車路噪能量占比

本文介紹了設計階段搭建高精度路噪仿真模型的關鍵點、路噪目標值設定方法及軸頭載荷獲取方法，并提出了路噪診斷“FS”方法，給出了某款車型路噪診斷優(yōu)化案例。本文仿真模型基于有限元理論，路噪分析頻率限定為20 Hz～300 Hz。

1 路噪仿真及問題識別方法

設計階段路噪仿真主要是整車及子系統(tǒng)路噪相關仿真分析優(yōu)化[1]。子系統(tǒng)仿真分析主要是對路噪影響較大的部件進行模態(tài)分析，使模態(tài)合理地分布，此工作國內(nèi)開展相對成熟，本文不做過多介紹。整車路噪仿真分析優(yōu)化一般從TG1 階段開展，至TG2階段結(jié)束，涉及工作包括路噪分析目標值設定、整車路噪仿真模型搭建、路噪載荷獲取、路噪分析計算、診斷、優(yōu)化。

1.1 整車路噪有限元分析理論介紹

整車路噪有限元分析理論基礎是聲振耦合有限元法[2]，搭建整車和乘員艙聲腔有限元模型，耦合整車和聲腔模型求解駕駛員耳朵位置聲壓級。用空氣單元形函數(shù)及聲學波動方程，可導出聲腔有限元狀態(tài)方程(1)，類似可導出結(jié)構(gòu)振動有限元方程(2)

式(1)中：[Mep][Cep][Kep]ρ[Re]T分別為空氣質(zhì)量矩陣、空氣阻尼矩陣、空氣剛度矩陣和結(jié)構(gòu)聲學耦合質(zhì)量矩陣。{pe}為空氣單元節(jié)點聲壓向量，Ue為節(jié)點位移向量。式(2)中，[Me]、[Ce]、[Ke]、{Fe}分別為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣、結(jié)構(gòu)阻尼矩陣、結(jié)構(gòu)剛度矩陣和結(jié)構(gòu)外激勵，{F}Per為界面聲壓向量。將乘員艙聲腔和整車有限元方程聯(lián)立得到結(jié)構(gòu)振動-聲腔耦合有限元方程組，求解此方程組可以得到駕駛員耳朵位置路噪。

1.2 路噪目標線設定

設定路噪分析目標值時應該對所采用的試驗場、路面、車輛運行速度及狀態(tài)、測量位置做出明確的說明，因為這些因素對路噪影響很大，影響到路噪目標值的設定[3]。路噪評價可使用標準試驗場內(nèi)粗糙瀝青路、光滑瀝青路或刻槽水泥路，國內(nèi)主機廠通常根據(jù)企業(yè)標準選擇相應路面進行評價。

圖2 試驗場粗糙路面

目標值可以在線性譜中設定也可以在1/3 倍頻程內(nèi)設定，本文采用線性譜方式。目標值設定要綜合標桿車型路噪水平、設計車型路噪性能定位、路噪控制趨勢等因素。如某車型以車輛60 km/h 在通縣試驗場粗糙路勻速行駛時駕駛員右耳聲壓級進行路噪評價，目標線設定如圖3所示。

圖3 某車型路噪目標線

1.3 高精度整車模型搭建

車身、底盤甚至動力系統(tǒng)對路噪都有影響，為了準確計算出這些部件的影響，分析模型要包含這些部件，故需要搭建整車模型進行分析計算，某項目搭建的整車模型及乘員艙內(nèi)聲腔模型如圖4和圖5所示。

圖4 某整車模型

圖5 某乘員艙聲腔模型

整車模型復雜度高，其精度對路噪分析結(jié)果影響很大，為了保證模型精度，整車建模過程需要注意以下問題：

? 整車模型質(zhì)量需要與設計值標定，誤差小于15 kg；

? 乘員艙聲腔與周圍壁板貼合度要好，否則壁板振動無法傳遞至聲腔；

? 底盤與車身連接襯套動剛度和阻尼與設計值嚴格對應；

? 各球鉸、傳動軸、萬向節(jié)等自由度釋放正確。

某車在北京通縣試驗場光滑瀝青路面以60 km/h 勻速行駛，采集駕駛員右耳聲壓級評價路噪，圖6為路噪實測值和仿真值對比，主要峰值在仿真模型都得到了反映，并且聲壓級差值小于4 dB，精度滿足工程要求。

圖6 某車路噪實測值與仿真值對比

1.4 路噪載荷獲取方法

整車級別路噪分析載荷可以是軸頭載荷也可以是路面不平度激勵，如果采用路面不平度激勵需要搭配模態(tài)輪胎和虛擬試驗場使用，本文主要介紹軸頭激勵的獲取方法。懸架系統(tǒng)是多輸入多輸出的線性系統(tǒng)[5]，輸入X是軸頭對轉(zhuǎn)向節(jié)的激勵載荷，輸出Y是轉(zhuǎn)向結(jié)上測點振動，H(ω)是載荷和振動之間的傳遞矩陣，對于穩(wěn)定的線性系統(tǒng)，如果輸入是隨機并且部分耦合的，系統(tǒng)的響應也具有隨機性和耦合性，輸入和輸出功率譜密度矩陣的形式分別表達成Gxx(ω)和Gyy(ω)，輸入和輸出之間的關系如下

式中H(ω)H是H(ω)共軛轉(zhuǎn)置矩陣，當輸出Gyy(ω)和傳遞矩陣H(ω)已知后，輸入Gxx(ω)可以計算出來。在試驗車每個轉(zhuǎn)向節(jié)上選取4 個測點，試驗車進行路噪試驗，采集每個測點振動加速度，可獲得轉(zhuǎn)向節(jié)測點加速度輸出矩陣Gyy(ω)，通過整車有限元模型計算得到傳遞矩陣H(ω)，軸頭作為激勵點其6自由度載荷可通過式(4)得到。某車選取的左前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)4個測點位置如圖7(黃色)圓圈所示。

圖7 左前懸架振動響應點位置

1.5 路噪問題診斷FS法

具備整車模型和載荷后，可通過仿真計算得到路噪。路噪仿真分析常見問題是駕駛員或乘員耳朵位置聲壓級曲線在某個頻率未達到目標，由于路噪問題涉及的子系統(tǒng)多、載荷傳遞路徑多，所以問題識別起來非常復雜。本文提出一種“FS(Fast System)”診斷方法，使用此方法可以快速地、系統(tǒng)地診斷出路噪問題，此方法使用過程如圖8所示。

圖8 路噪診斷方法

2 路噪問題優(yōu)化案例

2.1 問題描述

某車型在路噪開發(fā)過程中，以通縣試驗場光滑瀝青路作為評價道路，車速60 km/h，評價駕駛員右耳計權(quán)(A)聲級，以標桿車型相對應的測試結(jié)果作為目標值，仿真結(jié)果表明開發(fā)車型駕駛員右耳聲級在90 Hz超過目標值[6]，如圖9所示，需診斷及優(yōu)化。

圖9 開發(fā)車型駕駛員右耳聲壓級

2.2 問題診斷

使用路噪診斷FS方法，先進行車身側(cè)傳遞路徑分析，之后進行車身側(cè)NTF、模態(tài)分析，最后進行底盤側(cè)隔振率、懸架模態(tài)分析，最終鎖定90 Hz路噪問題原因，具體診斷步驟如下：

步驟1：90 Hz傳遞路徑分析

對此車進行車身側(cè)傳遞路徑分析，圖10可知1 510（右前減振器安裝點）+Z路徑貢獻度最大，此傳遞路徑貢獻度大可能是此路徑載荷過大引起的，也可能是此路徑車身NTF(噪聲傳遞函數(shù))過大引起的。

圖10 傳遞路徑貢獻度

圖11是各激勵通道載荷圖，雖然2 540（右前擺臂前安裝點）+Y通道載荷最大，但此傳遞路徑貢獻度不高，說明此路徑NTF 很小，這點從圖12各通道NTF幅值圖中可以得到證明。1 510(+Z)載荷明顯高于除2 540(+Y)的其它路徑，表明底盤側(cè)存在設計問題導致載荷傳遞不均。圖12可見車身側(cè)1 510(+Z)NTF幅值在59 dB，符合車身對NTF的一般要求，但仍需進一步確認90 Hz 此路徑NTF 是否有峰值，如果沒有峰值，則可確認車身不是導致路噪90 Hz 峰值的原因。

圖11 各激勵通道載荷

圖12 各通道NTF幅值

步驟2：車身側(cè)NTF分析

計算1 510（右前減振器安裝點）+Z向NTF，結(jié)果如圖13所示，可知90 Hz頻率位置曲線存在峰值，說明此頻率車身可能存在共振。

步驟3：車身模態(tài)分析

90 Hz 模態(tài)如圖14所示，振型模式及NTF 的PSA 診斷結(jié)果[7]均表明對車內(nèi)聲壓級影響最大共振位置為前風擋流水槽區(qū)域。

圖15顯示了右前減振器頂部襯套主被動側(cè)加速度振動級，可見襯套在整個頻域內(nèi)基本沒有隔振能力，此襯套Z向動剛度參考標桿車試驗而來，設計值10 000 N/mm，和數(shù)據(jù)庫中此位置襯套剛度對比明顯偏高，數(shù)據(jù)庫中此襯套Z向動剛度設計值一般在1 500 N/mm左右，動剛度偏高可能是隔振能力不足的原因。

圖13 右前減振器Z向NTF

圖14 模態(tài)振型

圖15 主被動側(cè)加速度振動級

步驟4：襯套隔振率分析

步驟5：前懸架模態(tài)分析

前懸架90 Hz存在模態(tài)，如圖16所示，左右減振器的主要振動模式是沿簡桿方向上下運動。

步驟6：診斷總結(jié)

通過FS法診斷，結(jié)論如下：

(1)前懸架存在90 Hz 模態(tài)，此模態(tài)運動模式為沿著減振器簡桿方向上下運動，此模態(tài)會加大減振器襯套主動端振動；

(2)前懸架頂部減震橡膠剛度較大，沒有起到振動衰減作用，造成傳遞到車身的載荷較大；

圖16 前懸架90 Hz模態(tài)

(3)車身90 Hz 模態(tài)前風擋和流水槽相對位移大，與聲腔耦合，產(chǎn)生NTF峰值，加劇了路噪。

2.3 方案及效果

方案1：優(yōu)化襯套動剛度

優(yōu)化前減振器頂部襯套剛度至數(shù)據(jù)庫中某款車型數(shù)據(jù)，如表1所示。

表1 某款車前減振器頂部襯套剛度

方案1效果如圖17所示，路噪響應曲線在90 Hz位置降低了3 dB，基本達到目標要求。

圖17 方案1效果

方案2：優(yōu)化流水槽支架

在方案1基礎上優(yōu)化流水槽加強支架，加強2號支架，增加3 號支架，3 號支架厚度1.2 mm，如圖18所示[8]。優(yōu)化后路噪響應曲線在90 Hz 位置相對于方案1降低2 dB，優(yōu)于目標要求，結(jié)果如圖19所示。

圖18 方案2

圖19 方案2效果

3 結(jié)語

本文系統(tǒng)介紹了整車路噪仿真和優(yōu)化技術在車輛NVH 開發(fā)設計階段的應用，提出了路噪診斷的FS方法，并通過路噪診斷優(yōu)化案例驗證了FS方法有效性。本文所介紹的路噪相關理論、方法，不僅可以用于乘用車NVH 性能開發(fā)，也可以用商用車NVH性能開發(fā)，為相關工程師提供借鑒參考。