路面譜激勵整車噪聲分析流程開發研究

沈 陽，黃元毅，梁靜強，常光寶，呂兆平

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西 柳州 545007)

0 引 言

隨著人們生活水平及消費水平的日益增長，對于汽車品質的要求也愈加苛刻。目前，NVH(噪聲、振動與聲振粗糙度)性能作為汽車乘坐舒適性的關鍵因素，其傳遞給用戶的感受最直接，已成為評判汽車品質的重要依據之一。汽車振動和噪聲的主要振動源為路面不平度激勵和發動機振動。路噪是指道路激勵噪聲，即由于輪胎受粗糙路面的激勵，直接(空氣聲)或由底盤間接(結構聲)傳遞到車廂內部的噪聲[1-3]。路面不平度激勵引起的車身振動不可避免，其頻率為5～60 Hz，以車身板件為主產生的振動噪聲在30～300 Hz 的低、中頻范圍內，此為路面激勵引起車內結構噪聲的主要頻率段，亦為顧客容易感受到的頻率段。因此，如果能采用CAE(計算機輔助工程)技術，在設計階段預測出車內的噪聲水平，準確快速提出優化方案，進行風險規避，對提高汽車產品的競爭力具有十分重要的意義。

對于路面激勵噪聲的研究一直是NVH行業最大難題之一。近十年來，關于整車路噪分析的研究很多，其中大部分研究通常依靠樣車測試，通過獲取車身底盤接附點的載荷力進行路面噪聲分析[4-5]，將NVH的設計理念前移到了整車開發的中期，但測試過程繁瑣，且需要樣車。也有部分研究通過樣車獲取輪軸中心力進行路面噪聲分析[6-7]，其中運用頻響函數矩陣求逆法的研究較多[8]。該方法需要在結構的不同部位施加人為激勵獲得響應，并進行復雜的數值計算，進而得到頻響函數矩陣，具有工作量大、成本高、耗時長等缺點。該方法仍需要依賴樣車的測試，對樣車的依賴嚴重拖后NVH仿真在整車開發中的前期指導作用。此外，還有部分研究通過虛擬路面的數學構建，進行了整車噪聲分析的嘗試[9-10]，雖有一定效果，但路面的構建脫離了實際，對工程的指導作用有限。

基于以上背景，為解決整車開發早期沒有載荷譜無法進行整車路面激勵噪聲預測的困境，通過路面測試對路譜激勵轉化進行了研究，基于模態輪胎理論構建了模態輪胎模型并集成于整車仿真模型，進而建立了整車路噪標準分析流程，為整車產品路面振動噪聲性能設計提供了有效的工程仿真手段。

1 路噪標準分析流程的建立

基于路面譜的測試和模態輪胎模型的構建,對整車仿真模型進行了隨機噪聲響應分析，建立了路噪分析的標準流程，可快速高效的實現不同路面類型、輪胎類型、車速下的路噪仿真分析。該分析流程不依賴于具體車型，適用于任何搭載此款輪胎的車輛，最大程度地實現了整車路噪NVH仿真方法的可移植性。分析流程見圖1。

圖1 整車路噪標準分析流程Fig. 1 Standard analysis flow for whole vehicle road noise

圖1中：

1)測試真實路面不平度，得到路面對于基準平面的高度沿道路走向長度的變化，并通過傅里葉變換將其轉換為頻域的功率譜(PSD)，用于描述其統計特征，作為整車路面激勵輸入。

2)基于模態輪胎建模理論，經過輪胎靜態和動態測試、輪胎參數化建模及仿真、模型線性化等過程，最終建立模態輪胎并集成于整車模型。

3)通過HyperMesh 建模軟件分別建立車身結構有限元模型、聲腔模型和底盤有限元模型，并將其搭接成整車分析模型。

4)基于NVHD的路噪仿真工具和隨機響應分析理論，導入路面激勵輸入和整車模型傳遞函數計算車內聲壓響應，將仿真結果與測試結果作對比，從而驗證仿真模型及仿真方法的可靠性。

5)針對問題頻率，確定主導車輪，基于主導車輪開展TPA(傳遞路徑分析)分析，從而鎖定關鍵路徑的傳函和接附力。對于傳函較大的路徑，使用節點貢獻量、模態貢獻量、靈敏度分析及優化手段來采用優化NTF(聲傳函)、VTF(振動傳函)和動剛度；對于接附力較大的路徑，通常可對彈性連接進行調教。

2 模態輪胎與整車分析模型的建立

整車NVH仿真必須具有預測及解決NVH問題的能力。準確可靠地有限元模型是整車NVH仿真的基礎。采用HyperMesh建模軟件分別建立了車身結構和聲腔耦合的有限元模型及底盤有限元模型，并將模態輪胎模型集成到搭接好的整車有限元模型中，從而進行后續整車隨機噪聲響應分析優化。

2.1 模態輪胎模型構建

輪胎構建流程見圖2。

圖2 模態輪胎模型構建過程Fig. 2 Construction of modal tire model

圖2中，路面激勵通過輪胎傳遞到懸架和車身。考慮到輪胎的結構特性，路面激勵將被過濾或放大。因此，整車仿真模型需包含輪胎特性，從而有效再現路噪問題。模態輪胎的創建經過輪胎測試、輪胎建模及仿真、模型線性化等流程[11]。

2.1.1 模態輪胎建模理論

考慮到輪胎的非線性特性及充氣、接地和軸荷等因素的影響，有限元模型很難直接應用于整車NVH仿真分析。目前國際上最有效的方法即在整車有限元模型中匹配線性化后的模態輪胎模型，進而完成路面譜激勵工況下的整車噪聲分析與優化。

單一輪胎的動力學方程可描述為：

(1)

式中：M和K分別為輪胎的質量矩陣和剛度矩陣；b為邊界結構；a為非邊界約束結構；ua為物理空間坐標，如式(2)：

ua=Φaiξi

(2)

式中：Φai為特征向量矩陣；ξi為模態空間坐標。

將物理空間坐標ua轉換為模態空間坐標ξi，式(1)可重構為式(3)：

(3)

定義：

(4)

式中：mii和kii分別為模態質量矩陣和模態剛度矩陣。基于式(4)，式(3)可以表示為：

(5)

(6)

定義Kbi為模態空間的反作用力，則有：

(7)

因此，由式(5)可得：

kii(ξi-Ψibub)=fi

(8)

對式(8)求解，可以得到模態空間坐標ξi，進而由式(2)轉化為與輪轂連接點物理空間坐標ua。

2.1.2 模態輪胎模型

根據模態輪胎建模理論，可以建立用于整車路噪分析的模態輪胎仿真模型。模型主要由以下4個部分組成：輪胎接地點ub，為全約束狀態；輪胎與輪轂連接點，模態輪胎通常與軸頭連接并集成于整車仿真模型；表征輪胎模態屬性的模態質量、模態剛度和Ψib；不參與計算的PLOTE單元，用于直觀地顯示輪胎振型的特征。最終生成的模態輪胎模型包含121個輪胎接地點、輪胎與輪轂連接點、50 km/h車速下剛度矩陣、質量矩陣、阻尼矩陣等信息。模態輪胎模型如圖3。

圖3 模態輪胎模型Fig. 3 Modal tire model

2.2 整車分析模型的建立

2.2.1 車 身

車身模型如圖4。對于大部分的零件如車身、閉合件、玻璃等，采用殼單元模擬。對于主要的附件，采用CONM2(集中質量點)模擬。采用RBE2或RBE3單元將CONM2單元連接在車身安裝位置。CONM2的位置為部件的質心位置。某些較大的部件包含慣量屬性，如備胎、油箱、蓄電池、儀表裝飾、散熱器總成等等，此時CONM2單元也需賦予相應的慣量屬性。對于非結構質量，如地毯、防火墻隔音隔熱墊等，使用NSML1模擬。輸入總重量，并選中目標區域，HyperMesh自動計算得到單位面積質量(即質量除以面積)。

圖4 車身有限元模型Fig. 4 Vehicle body finite element model

2.2.2 聲 腔

為了提高仿真精度，聲腔模型包含座椅聲腔、車門內外板之間的聲腔、側圍外板的聲腔。聲腔模型如圖5。

圖5 聲腔有限元模型Fig. 5 Acoustic cavity finite element model

2.2.3 底 盤

懸架模型如圖6。對大部分的結構等采用殼單元和實體單元模擬，部件之間的連接使用NVHD中的Connector來管理。

圖6 底盤有限元模型Fig. 6 Chassis finite element model

3 路 譜

路譜作為車輛路面行駛工況的一個輸入源，獲得一個真實準確的路面激勵對于整車噪聲分析尤為重要。以往的整車路面噪聲分析通常基于識別車身底盤接附點的力或者車輪軸心力來作為激勵輸入源。然而這些方法極其依賴樣車的測試，且過程繁瑣，影響整車的開發周期。此外，還有基于路面不平度白噪聲激勵模擬方法來構建虛擬路面，進行整車噪聲分析。此方法雖有一定效果，但在實際工程應用中指導作用有限。筆者進行了真實路面譜的測試，對道路幾何信息激光掃描，得到路面對于基準平面的高度沿道路走向長度的變化，即路面不平度函數，并通過傅里葉變換將其轉換為頻域的功率譜，用于描述其統計特征。

3.1 路譜掃描

光滑瀝青路面為典型的客戶使用路面。選定光滑瀝青路面為測試路面，并對該路面幾何形狀進行了掃描。此類路面在各連續路段統計學上相似，滿足穩態和隨機的特性。

如圖7，在車輛輪胎處布置4個激光傳感器(內置加速度傳感器)用于位移采集，在車輪處布置編碼器用于車速及路面長度(根據車速及滾動周長換算得到)采集。試驗時，車輛以一定的速度行駛，激光傳感器掃描地面，從而得到位移振動信息。同時，對同步采集的加速度信號進行積分處理得到車體運動信息。最后，去除車體運動的影響，得到路面不平度的試驗數據如圖8。圖8中：FL、FR、RL、RR分別為左前輪、左后輪、右前輪、右后輪。

圖7 路面測試布置Fig. 7 Road test layout

圖8 路面不平度Fig. 8 Road surface irregularity

3.2 路譜數據分析

通過測試采集得到的路面不平度數據為路面距離下的高度形式，對其進行快速傅里葉變換(FFT)可以得到空間頻率的功率譜，如圖9。路面譜表示與車速無關，因此一旦路面被測量，可以被用于其他車輛模擬和其他的車輛速度。

圖9 空間頻率路面功率譜密度Fig. 9 Road surface PSD vs space frequency

路面對輪胎的激勵主要在垂向和縱向。將路面譜根據行車速度由空間頻率轉換成時間頻率，轉換式如：

(12)

式中：f為時間頻率， Hz；Ω為空間頻率，圈/mm；S(f)為時間頻率功率譜密度，mm2/Hz；S(Ω)為空間頻率功率譜密度， mm2/(圈/mm)；v為車速， mm/s。轉換之后的時間頻率譜如圖10。

圖10 時間頻率路面功率譜密度Fig. 10 Road surface PSD vs time frequency

4 整車路噪分析及優化

車輛受路面激勵如圖11。路面譜激勵為隨機激勵，將在不同的時間點產生不同的組合方式，意味著總的響應將不再確定，此時確定激勵分析將不能很好的預測整車響應[12]。隨機響應分析的能量疊加法則可用于預測此類激勵下的整體響應。即：

(10)

圖11 車輛路面激勵 Fig. 11 Road surface excitation of vehicle

路面譜激勵噪聲分析集成與道路譜激勵相關的各種路面幾何信息、模態輪胎信息、車輛行駛速度信息等，生成各類基于輪胎位移的整車NVH分析標準工況。

隨機響應計算公式如式(11)：

Sxx(ω)=H(ω)Sff(ω)H(ω)H

(11)

式中：Sxx(ω)為響應PSD譜；Sff(ω)為輸入PSD譜；H(ω)和H(ω)H分別為輸入點到響應點傳遞函數及其共軛轉置函數。

路面PSD譜包含4個車輪各1個自譜和各車輪之間的互譜。自譜為自相關函數的傅里葉變換，從頻率域對隨機過程做統計描述，表征了信號自身的相關性。互譜為互相關函數的傅里葉變換，代表了兩個信號之間在幅值和相位上的相互關系，如果互譜為0，則表示兩個信號完全不相關。

隨機響應分析流程分成兩個步驟：①計算整車從輸入點到響應點的傳遞函數，即輪胎接地點到響應點，如駕駛員左耳、轉向盤3點等；②傳遞函數模的平方乘以路面的PSD譜，輸出響應點的響應PSD譜。第二步可以當作對傳遞函數結果的后處理。這兩個步驟可以在OptiStruct中一次完成。鑒于目前輪胎模型的局限性，仿真輸出的頻率范圍為20～150 Hz，主要考慮駕駛員右耳的噪聲問題。

首先將仿真結果與測試結果進行對比，如圖12。圖12中仿真曲線為典型用戶路面1在50 km/h車速下的仿真計算結果。由圖12可見，仿真結果與測試結果整體趨勢接近，仿真結果均體現了在測試結果中出現的主要問題點。因此，仿真模型及仿真方法是可靠的。

針對以往車型中問題較多的50 km/h工況進行路面激勵噪聲分析。通過主觀評價，發現樣車在低頻段存在轟鳴聲。對比客觀測試數據，亦可發現在低頻段樣車的噪聲響應水平明顯高于標桿車，如圖12，僅針對低頻段進行優化。

圖12 仿真與測試結果對比Fig. 12 Comparison between simulation and test results

對于路噪隨機響應分析，按照以往分析經驗，總結了如圖 13的優化流程。即針對問題頻率，首先確定主導車輪，然后基于主導車輪開展TPA分析，從而鎖定關鍵路徑的傳函和接附力。對于傳函較大的路徑，通常可使用節點貢獻量、模態貢獻量、靈敏度分析及優化手段來采用優化NTF、VTF和動剛度。對于接附力較大的路徑，通常可對彈性連接進行調教。

圖13 路噪優化診斷流程Fig. 13 Diagnostic process of road noise optimization

根據響應分析、TPA分析、模態貢獻量分析、節點貢獻量分析結果，分別對頂蓋、尾門和側門進行優化，即：重新調整頂蓋橫梁位置，加強尾門鎖扣區域，在側門內外板加支撐。優化方案組合如圖14。優化后，效果比較明顯。

圖14 優化方案Fig. 14 Optimization scheme

優化后，在低頻段噪聲下降幅度較大，如圖15。

圖15 工況優化效果Fig. 15 Optimization results

基于優化方案進行樣件試制，試驗結果如圖16。

圖16 測試驗證結果Fig. 16 Test validation results

5 結 語

筆者提出的路面譜激勵整車噪聲分析流程方法，解決了無樣車狀態下整車開發前期如何準確預測路面激勵噪聲問題，提供了一種較為準確的整車模擬仿真分析方法，可綜合考慮車身與動力底盤之間的匹配關系。該方法從整車角度進行模擬仿真，根據傳遞路徑分析結果對車身與動力底盤系統進行整車匹配，可有效指導優化方向，避免盲目設計。該方法既可用于前期的NVH問題預測也可用于后期的NVH改進。