輪心激勵(lì)下車輛結(jié)構(gòu)路噪傳遞路徑分析

盧熾華，李永超，劉志恩，李秋悅，羅 挺，徐艷平

（1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢 430070；2.汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢 430070；3.東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心，武漢 430070）

路面激勵(lì)通過輪胎和懸架系統(tǒng)傳遞至車身，迫使車身板件振動(dòng)而引起的結(jié)構(gòu)傳路噪，簡(jiǎn)稱為結(jié)構(gòu)路噪，現(xiàn)已成為車內(nèi)噪聲的主要成分之一[1-2]。隨著新能源汽車的推廣，動(dòng)力總成噪聲進(jìn)一步降低，車輛結(jié)構(gòu)路噪問題將更加凸顯[3]。

傳遞路徑法是研究結(jié)構(gòu)噪聲的常見方法[4]，傳統(tǒng)傳遞路徑法以試驗(yàn)測(cè)試為基礎(chǔ)，譚晶晶等的研究和文獻(xiàn)[5]均是通過測(cè)量車身接附點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，并采用逆矩陣法求取車身接附點(diǎn)處激勵(lì)力，進(jìn)行結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析，確定各傳遞路徑貢獻(xiàn)量。文獻(xiàn)[6]通過測(cè)試懸置被動(dòng)側(cè)到響應(yīng)點(diǎn)聲-振傳遞函數(shù)及被動(dòng)側(cè)加速度導(dǎo)納，獲取其聲壓-加速度傳遞函數(shù)，以被動(dòng)側(cè)試驗(yàn)測(cè)試加速度頻譜作為激勵(lì)進(jìn)行傳遞路徑分析，識(shí)別出主要噪聲傳遞路徑。文獻(xiàn)[7]分別測(cè)量車身安裝點(diǎn)加速度阻抗、車身聲學(xué)靈敏度及隔振元件傳遞率，合成時(shí)域整體傳遞函數(shù)進(jìn)行噪聲源診斷分析。傳統(tǒng)傳遞路徑法往往需要進(jìn)行多次測(cè)試傳遞函數(shù)并反求激勵(lì)力，工作量較大。

近年來，計(jì)算機(jī)輔助工程（computer aided engineering，CAE）仿真分析逐漸被應(yīng)用于傳遞路徑分析，可以提高分析效率降低試驗(yàn)成本。文獻(xiàn)[8]引入了整車詳細(xì)CAE仿真模型進(jìn)行傳遞路徑分析，實(shí)現(xiàn)了對(duì)怠速轟鳴的原因診斷，但指出仿真模型必須經(jīng)過試驗(yàn)測(cè)試進(jìn)行標(biāo)定。Antony[9]建立了整車仿真分析模型，將怠速工況及全油門加速工況下懸置處試驗(yàn)測(cè)試載荷作為激勵(lì)力對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行了傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析。Yoshida[10]在研究中借助CAE仿真模型，利用運(yùn)行工況傳遞路徑法（operational transfer path analysis，OTPA）識(shí)別最大貢獻(xiàn)模態(tài)進(jìn)行路噪優(yōu)化。Avutapalli[11]基于模態(tài)結(jié)果建立了包含輪胎的詳細(xì)整車CAE仿真分析模型，在輪胎接地點(diǎn)施加加速度激勵(lì)進(jìn)行結(jié)構(gòu)路噪的傳遞路徑分析，但由于輪胎模型精度不足，致使車內(nèi)噪聲模擬結(jié)果常與試驗(yàn)數(shù)據(jù)存在偏差。

針對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化，余雄鷹等通過降低襯套剛度提高隔振性能以實(shí)現(xiàn)車內(nèi)噪聲降低，Avutapalli則提出了增加剛度支撐和布置動(dòng)態(tài)吸振器的優(yōu)化方法，兩者均只考慮了激勵(lì)側(cè)振動(dòng)特性，未結(jié)合車身側(cè)振動(dòng)特性綜合優(yōu)化，優(yōu)化方式單一，且降低襯套剛度將有損車輛操控性能。

本文主要針對(duì)車輛結(jié)構(gòu)路噪，建立不包含輪胎的整車NVH性能仿真分析CAE模型，以實(shí)測(cè)輪心加速度做為激勵(lì)，進(jìn)行傳遞路徑分析，識(shí)別出貢獻(xiàn)量最大的傳遞路徑。對(duì)該路徑輪心到車身接附點(diǎn)的懸架側(cè)路徑進(jìn)行振-振傳遞函數(shù)分析，結(jié)合其車身接附點(diǎn)到車內(nèi)人耳處的車身側(cè)路徑聲-振傳遞函數(shù)特性，對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)，使懸架側(cè)與車身側(cè)傳遞函數(shù)相匹配，可在不降低操控性能的前提下改善車內(nèi)噪聲水平。該方法測(cè)試量少，采用輪心加速度激勵(lì)法可規(guī)避輪胎模型精度不足的影響，匹配傳遞函數(shù)法提供了新的優(yōu)化方式，為車輛結(jié)構(gòu)路噪分析優(yōu)化提供一種思路。

1 傳遞路徑分析及優(yōu)化基本理論

1.1 加速度激勵(lì)

根據(jù)噪聲傳遞理論，在已知傳遞函數(shù)和激勵(lì)力的情況下，目標(biāo)點(diǎn)聲壓響應(yīng)可以表示為

式中:P（ω）為目標(biāo)點(diǎn)聲壓響應(yīng)；Hp（ω）為激勵(lì)點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)；F（ω）為激勵(lì)力的頻譜。

若激勵(lì)類型為加速度，則根據(jù)加速度響應(yīng)方程

及聲壓公式（1）可以推導(dǎo)出

式中:Hpa（ω）=Hp（ω）·Ha（ω）-1；A（ω）為激勵(lì)加速度的頻譜[12]。

將整車運(yùn)行工況下實(shí)測(cè)的車輛各輪心加速度頻域幅值與相位加載到仿真模型的各軸頭時(shí)，各軸頭按照測(cè)試數(shù)據(jù)做強(qiáng)迫振動(dòng)，而輪胎的振動(dòng)響應(yīng)將不再對(duì)車身振動(dòng)產(chǎn)生影響，因此，直接采用輪心加速度激勵(lì)可以規(guī)避輪胎模型精度不足造成的影響。

1.2 傳遞路徑理論

當(dāng)假設(shè)整車為線性系統(tǒng)時(shí)，系統(tǒng)的總響應(yīng)就可以表示為各傳遞路徑分響應(yīng)的線性疊加

式中:Pall為系統(tǒng)總響應(yīng)；Pi為第i個(gè)路徑的分響應(yīng)；Hi（ω）為第i個(gè)路徑從激勵(lì)點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)；Fi（ω）為第i個(gè)路徑激勵(lì)力頻譜；N為傳遞路徑個(gè)數(shù)。

對(duì)于結(jié)構(gòu)路噪，激勵(lì)源和響應(yīng)點(diǎn)分屬于2個(gè)系統(tǒng)，激勵(lì)源一側(cè)包括輪心到車身接附點(diǎn)，為懸架側(cè)，響應(yīng)點(diǎn)一側(cè)車身接附點(diǎn)到駕駛員人耳處，為車身側(cè)。兩者在車身接附點(diǎn)處通過某種耦合元件連接起來，輪心激勵(lì)經(jīng)車身接附點(diǎn)的每一個(gè)自由度到響應(yīng)點(diǎn)均形成一條傳遞路徑，通常只考慮3個(gè)平動(dòng)自由度而忽略3個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度，系統(tǒng)傳遞路徑模型如圖1所示。通過CAE仿真模型可以獲取每條傳遞路徑的懸架側(cè)振-振傳遞函數(shù)、車身側(cè)聲-振傳遞函數(shù)和車身接附點(diǎn)3個(gè)平動(dòng)自由度的激勵(lì)力。

圖1 傳遞路徑模型概念圖Fig.1 Conceptual diagram of the transfer path model

1.3 噪聲峰值匹配傳遞函數(shù)優(yōu)化法

系統(tǒng)總響應(yīng)曲線的峰值往往由某一條路徑占據(jù)主要貢獻(xiàn)量，優(yōu)化時(shí)針對(duì)該主要路徑優(yōu)化即可取得很好效果。

對(duì)于單條傳遞路徑，其分響應(yīng)曲線上各頻率下幅值可表示為

式中:Amp（f）為頻率f下分響應(yīng)的響應(yīng)幅值；H（f）為傳遞函數(shù)的幅值；F（f）為激勵(lì)力的幅值。

可見，結(jié)合傳遞函數(shù)幅值的頻域分布特性，對(duì)激勵(lì)力幅值的頻域分布特性進(jìn)行匹配，使激勵(lì)力峰值與傳遞函數(shù)谷值處于同一頻率下，可實(shí)現(xiàn)噪聲峰值的降低。

車輛系統(tǒng)中，匹配傳遞函數(shù)法是通過修改懸架襯套剛度實(shí)現(xiàn)對(duì)懸架側(cè)振-振傳遞函數(shù)的調(diào)整，從而改變輪心激勵(lì)經(jīng)懸架系統(tǒng)傳至車身接附點(diǎn)激勵(lì)力幅值的頻域分布特性，使其與車身側(cè)傳遞函數(shù)幅值的頻域分布特性相匹配，最終實(shí)現(xiàn)噪聲峰值的降低。

不同于單純降低襯套剛度提高隔振性能的優(yōu)化方法，匹配傳遞函數(shù)法可以通過提高襯套剛度降低噪聲峰值，為保證操控性能的前提下降低噪聲峰值提供了可能。

2 結(jié)構(gòu)路噪傳遞路徑分析

以某SUV車型為例，進(jìn)行結(jié)構(gòu)路噪傳遞路徑分析，車輛信息如表1所示。

表1 車輛基本信息Tab.1 Basic vehicle information

2.1 輪心加速度采集

試驗(yàn)在襄陽試車場(chǎng)瀝青路面進(jìn)行，采用比利時(shí)LMS公司的智能采集系統(tǒng)采集數(shù)據(jù)，采用LMSTest.lab模塊測(cè)試與記錄信號(hào)。

（1）在樣車4個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)靠近輪心處布置PCB三向加速度傳感器，在車內(nèi)駕駛員右耳處布置麥克風(fēng)。

（2）樣車加速至60 km/h時(shí)，熄火空擋滑行（樣車為手動(dòng)擋車型），采集輪心加速度及駕駛員右耳處聲壓。

將試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行傅里葉變換，獲取4個(gè)輪心加速度的幅值和相位信息。左前輪輪心加速度傳感器及試驗(yàn)樣車照片，如圖2所示。

圖2 輪心加速度測(cè)試Fig.2 Wheel center acceleration test

2.2 傳遞路徑模型的建立

對(duì)于常見的獨(dú)立懸架系統(tǒng)和承載式車身系統(tǒng)，車身接附點(diǎn)為傳遞路徑模型懸架側(cè)和車身側(cè)的耦合點(diǎn)，懸架側(cè)包括軸頭、轉(zhuǎn)向節(jié)、擺臂、彈簧、減振器、副車架等懸架系統(tǒng)，車身側(cè)包括裝飾車身（trimmed body，TB）和聲腔。輪心激勵(lì)或沿?cái)[臂，經(jīng)由彈簧和減振器傳遞至懸架彈簧上端的車身接附點(diǎn)；或沿?cái)[臂，副車架傳遞至副車架安裝位置處車身接附點(diǎn)，每個(gè)車身接附點(diǎn)都包含x，y，z三條路徑[13]。詳細(xì)傳遞路徑模型如圖3所示。

圖3 整車傳遞路徑模型示意圖Fig.3 Diagram of the vehicle transmission path model

整車CAE仿真模型包括懸架系統(tǒng)、動(dòng)力總成系統(tǒng)、TB車身系統(tǒng)和聲腔模型[14-15]，如圖4所示。整車模型共有節(jié)點(diǎn)2 343 748個(gè)，單元1 904 550個(gè)。懸架系統(tǒng)中襯套剛度采用試驗(yàn)測(cè)試的等效動(dòng)剛度值，球鉸、傳動(dòng)軸及萬向節(jié)結(jié)構(gòu)按照實(shí)際情況正確釋放自由度。車身系統(tǒng)建模時(shí)對(duì)白車身、車門等部件進(jìn)行了試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)標(biāo)。動(dòng)力總成以集中質(zhì)量形式模擬，懸置采用CBUSH單元模擬，剛度值為試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，并進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)對(duì)標(biāo)。聲腔模型包含空氣聲腔和座椅聲腔，采用四面體單元進(jìn)行模擬，單元尺寸為70 mm，滿足20～200 Hz分析頻率對(duì)應(yīng)的最小單元尺寸要求[16]。

圖4 整車NVH仿真CAE模型Fig.4 Whole vehicle NVH simulation CAE model

將試驗(yàn)測(cè)試的加速度幅值和相位信息加載到對(duì)應(yīng)的軸頭處，進(jìn)行車內(nèi)噪聲模擬計(jì)算，由圖5可以看出，車內(nèi)駕駛員右耳處噪聲主要問題頻率為56 Hz（44.58 dB（A））和112 Hz（38.56 dB（A）），仿真分析與試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)曲線形狀一致性較高，峰值頻率下幅值特性吻合較好，說明仿真模型可以準(zhǔn)確預(yù)測(cè)車內(nèi)噪聲峰值的出現(xiàn)頻率及幅值特性，可以用于下一步的傳遞路徑分析及優(yōu)化。

圖5 駕駛員右耳噪聲試驗(yàn)測(cè)試仿真分析和路徑疊加結(jié)果對(duì)比Fig.5 Comparison between test simulation analysis and path superposition for driver’s right ear noise

車內(nèi)駕駛員右耳處噪聲仿真分析結(jié)果在70～200 Hz范圍內(nèi)幅值均低于試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，其可能產(chǎn)生原因?yàn)閼壹芟到y(tǒng)中橡膠襯套、減振器等彈性元件剛度和阻尼的非線性特性模擬不準(zhǔn)確所致。文中將以駕駛員右耳112 Hz處噪聲峰值為例進(jìn)行傳遞路徑分析，確定其最大貢獻(xiàn)量路徑。

2.3 傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析

模型中共存在22個(gè)車身接附點(diǎn)，如表2所示，因此共有22×3=66條傳遞路徑。由式（4）可知，車內(nèi)噪聲可表示為

表2 車身接附點(diǎn)統(tǒng)計(jì)表Tab.2 Statistics of body attachment points

式中:Hi（ω）為第i條路徑從車身接附點(diǎn)到駕駛員右耳處的聲-振傳遞函數(shù)，可以由車身側(cè)CAE仿真模型計(jì)算得到；Fi（ω）為第i條路徑車身接附點(diǎn)處激勵(lì)力，可以由整車CAE仿真分析模型得到。根據(jù)式（6）可以得到各條路徑合成的總噪聲和各自的貢獻(xiàn)量。駕駛員右耳處噪聲路徑疊加結(jié)果與仿真分析結(jié)果的對(duì)比如圖6所示，兩條曲線基本重合，滿足傳遞路徑分析要求。

圖6 各路徑對(duì)駕駛員右耳噪聲（112 Hz）貢獻(xiàn)量圖Fig.6 The contribution of each path to the driver’s right ear noise at 112 Hz

在70～80 Hz內(nèi)駕駛員右耳處噪聲路徑疊加結(jié)果與仿真結(jié)果幅值存在偏差，但對(duì)關(guān)注頻率下的峰值問題影響較小，推測(cè)其原因?yàn)閰⑴c疊加的傳遞路徑與實(shí)際情況不完全一致，未包含對(duì)結(jié)構(gòu)路噪影響較小的經(jīng)傳動(dòng)軸及發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞至車身的路徑。

圖6中列出了112 Hz噪聲峰值的貢獻(xiàn)量前十的傳遞路徑，由于噪聲為矢量疊加，各條路徑中不只存在正貢獻(xiàn)，還存在負(fù)貢獻(xiàn)。其中后左減振器車身接附點(diǎn)的向正貢獻(xiàn)量最大，對(duì)這條路徑進(jìn)行優(yōu)化將有效降低噪聲峰值。懸架系統(tǒng)中左右對(duì)稱部件的貢獻(xiàn)量并不完全一致，這可能是整車結(jié)構(gòu)及質(zhì)量分布并非完全對(duì)稱造成的。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對(duì)左后減振器車身接附點(diǎn)x向這條路徑進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，考慮到對(duì)整車操控性能的影響，樣車上將優(yōu)化方案同時(shí)施加到懸架左、右兩側(cè)。

匹配傳遞函數(shù)優(yōu)化法需首先對(duì)車身側(cè)聲-振傳遞函數(shù)和懸架側(cè)振-振傳遞函數(shù)進(jìn)行分析，如圖7所示。

圖7 車身側(cè)身-振傳遞函數(shù)和懸架側(cè)振-振傳遞函數(shù)Fig.7 Vibration transfer function for body side and suspension side

（1）該路徑下車身接附點(diǎn)x向到駕駛員右耳的聲-振傳遞函數(shù)幅值在105～115 Hz內(nèi)存在峰值，在120～130 Hz內(nèi)存在谷值，其他頻率范圍相對(duì)均勻。

（2）懸架側(cè)振-振傳遞函數(shù)（原方案）在105～115 Hz存在明顯峰值，推測(cè)可能是由于結(jié)構(gòu)共振引起。該路徑輪心加速度激勵(lì)依次經(jīng)過左后轉(zhuǎn)向節(jié)、左拖曳臂、左后減振器傳遞至車身接附點(diǎn)，修改三者之間的連接襯套的剛度值可以實(shí)現(xiàn)對(duì)懸架側(cè)傳遞函數(shù)的調(diào)整。

根據(jù)提高隔振性能的優(yōu)化思路，可以將拖曳臂連接襯套剛度降低進(jìn)行優(yōu)化，但同時(shí)會(huì)對(duì)整車的操控性能產(chǎn)生影響；而增加剛度支撐或動(dòng)態(tài)吸振器方案則會(huì)提高生產(chǎn)成本。采用匹配傳遞函數(shù)法，結(jié)合車身側(cè)傳遞函數(shù)在120～130 Hz內(nèi)存在谷值的特性，提高懸架側(cè)連接襯套剛度，使懸架側(cè)傳遞函數(shù)105～115 Hz的峰值向120～130 Hz移動(dòng)，以達(dá)到車內(nèi)峰值噪聲幅值降低的效果。

本例中拖曳臂與車身相連的1號(hào)襯套以及拖曳臂與轉(zhuǎn)向節(jié)相連的2號(hào)、3號(hào)襯套軸向均沿整車x向分布。可對(duì)其進(jìn)行剛度修改以調(diào)整傳遞函數(shù)幅值的頻域分布，將3個(gè)襯套的橡膠硬度各提高5°，裝車進(jìn)行噪聲測(cè)試，懸架側(cè)傳遞函數(shù)變化如圖7所示（優(yōu)化方案）。優(yōu)化方案樣件如圖8所示，優(yōu)化前后車內(nèi)駕駛員右耳處噪聲試驗(yàn)測(cè)試對(duì)比結(jié)果見圖9，112 Hz處噪聲峰值明顯降低（8.45 dB（A）），噪聲OA值降低0.52 dB（A）。

圖8 拖曳臂連接襯套優(yōu)化方案樣件Fig.8 Sample of optimization plan for trailing arm connecting bush

圖9 優(yōu)化前后駕駛員右耳處噪聲試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比Fig.9 Comparison of test results at driver’s right ear before and after optimization

4 結(jié) 論

基于傳遞路徑分析理論，建立了整車NVH性能分析CAE模型，對(duì)車內(nèi)峰值噪聲進(jìn)行了傳遞路徑分析，并對(duì)最大貢獻(xiàn)路徑采有匹配傳遞函數(shù)法進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，得出如下結(jié)論:

（1）采用輪心加速度激勵(lì)，使各輪心發(fā)生強(qiáng)迫振動(dòng)，規(guī)避了輪胎模型精度不足對(duì)仿真分析結(jié)果的影響，車內(nèi)噪聲仿真分析結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合良好。

（2）對(duì)112 Hz峰值噪聲進(jìn)行傳遞路徑分析，識(shí)別出左后減振器車身接附點(diǎn)向?yàn)樨暙I(xiàn)量最大的傳遞路徑。

（3）對(duì)于最大貢獻(xiàn)路徑，提高與拖曳臂相連的3個(gè)襯套剛度值，使懸架側(cè)與車身側(cè)傳遞函數(shù)相匹配，在不降低操控性能的前提下使112 Hz噪聲峰值降低8.45 dB（A）。