考慮輪胎、襯套力學特性的車輛振動噪聲分析及優化

雷 剛，陳志豪，趙 春，彭 帆，李 直

(重慶理工大學 汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054)

0 引言

隨著道路質量的提升，車輛自身的NVH(noise、vibration and harshness)性能更加顯而易見，因此各大主機廠及零部件供應商為了降低車身的振動與乘員艙的噪聲都投入了巨大的人力物力[1]，而傳遞路徑分析法(transfer path analysis，TPA)作為改善車輛NVH性能的有效方法被廣泛應用[2-3]。車輛某個位置的振動與噪聲是各個激勵疊加的結果[4]，通過TPA獲取各條路徑對響應的貢獻量占比，針對貢獻量較大的路徑進行優化，從而達到減振降噪的目的。傳統的TPA以實驗為核心，基于已研發出的物理樣車，通過試驗手段獲取待測數據，這種方式雖相對精確但增加了時間成本[5-6]。VTPA針對車輛研發前期階段的虛擬樣車[7]，利用仿真方式對激勵源與響應點進行傳遞路徑分析，效率較高，但傳遞路徑分析方法是基于線性系統來實現的[8]，而車輛中諸如輪胎及底盤當中的橡膠元件屬于非線性部件，這就導致VTPA仿真時獲取的傳遞函數不準確，參考意義小。將車輛在A級路面上低速勻速行駛時的狀態作為待研究工況，這種情況下輪胎、襯套這類非線性元件的形變波動量很小，與車輛的靜止狀態基本無異，此時剛度值可以看作是定值，因此若將待研究的工況等效于車輛只受自重作用的靜止狀態可以極大簡化分析流程，并確定該剛度值將其代入到待研究工況中進行VTPA分析可以提高仿真的精度。建立能表征輪胎、襯套非線性剛度特性的某車型的有限元聲固耦合模型，獲取車輛在自重下輪胎、懸架襯套上的力與力矩，計算出對應的剛度值并代入模型，通過路徑選擇獲得合成的振動與噪聲響應并與頻率響應法獲取的響應對比來驗證路徑選取的正確性。針對響應峰值，進行路徑貢獻量分析，從結構入手，對貢獻量占比偏大的路徑進行優化，達到減振降噪的目的。

1 有限元建模與彈性元件的簡化

1.1 結構與聲腔建模

對整車進行建模，有限元聲固耦合模型主要分為3部分：車身、底盤(前麥弗遜、后扭力梁懸架)和聲腔。整個工況基于路噪分析，因此對于發動機等動力裝置采用集中質量點簡化同時賦予轉動慣量的方法進行模擬[7]，車身與底盤中鈑金件采用尺寸為8 mm單元，為了確保模型精度，三角形單元控制在5%之內，結構較為復雜的數模及聲腔采用類型為Tetra的體單元，車身、底盤及聲腔如圖1—3所示。最終建成包括980 780個殼單元，5 218 641個體單元，部分材料參數如表1所示。

圖1 車身有限元模型

圖2 底盤有限元模型

表1 部分材料參數

1.2 彈性元件的簡化

車輛的輪胎以及懸架總成中的橡膠襯套在動載荷工況下剛度表現出明顯的非線性特性，為了提高仿真的精度，將該特性納入整個分析當中是十分必要的。采用Cbush彈性單元模擬不考慮溫度影響且胎壓為250 kPa的車輛輪胎、麥弗遜懸架控制臂前后襯套、后扭力梁縱臂襯套，總計10處，將10處非線性剛度曲線以Tabled1格式輸入并使用Pbush卡片調用來完成參數的賦予。采用benchmark車型的輪胎及襯套剛度數據為依據，如圖4—6所示，襯套的數模、簡化有限元模型如圖7—8所示(皆以麥弗遜懸架擺臂后襯套為例)。

圖3 聲腔有限元模型

圖4 輪胎Z向剛度曲線

圖5 襯套線剛度曲線

圖6 襯套轉動剛度曲線

圖7 襯套數模示意圖

圖8 簡化有限元模型示意圖

2 邊界條件的確定與分析計算

將待研究的工況等效為車輛自重下的靜止狀態，對車輛輪胎的簡化模型即Cbush單元的-Z向施加SPC全約束來模擬輪胎接地，如圖9所示。創建自重工況進行非線性仿真計算，輸出10處非線性彈性元件的單元力與力矩，計算得到對應的剛度值，各數據如表2—4所示。

圖9 輪胎簡化模型示意圖

表2 輪胎上載荷與剛度值

表3 各個襯套所受力與力矩

3 振動、噪聲響應預測

將表4中各等效剛度值輸入模型，完成系統的線性轉化。以車輛質心為坐標原點，行駛方向為-X向，垂直于路面向上為Z向，行駛方向的右側為Y向。以主駕駛座椅4個安裝點和方向盤3點作為振動響應點，觀察座椅安裝點的Z向加速度、轉向盤3點的三向加速度；以主駕駛員和后排乘客耳側位置作為噪聲響應點。在模擬輪胎接地點位置施加0～200 Hz的Z向路面激勵，對整車模型進行頻率響應分析，運用Optistruct求解器獲取對應頻率范圍下的響應點的振動與噪聲響應曲線，分別如圖10—12所示，其中振動峰值集中在前100 Hz，為方便觀察，振動響應截取0～100 Hz范圍。

表4 各個襯套剛度值

圖10 座椅安裝點振動加速度曲線

圖11 轉向盤3點振動加速度曲線

圖12 主駕駛與后排乘客耳側聲壓級曲線

根據頻響結果，在路面激勵下，主駕駛座椅右前、左后與右后側，以及轉向盤3點于63 Hz處出現明顯的加速度峰值，主觀振感明顯，同時153 Hz下駕駛員耳側的聲壓級大于臨界經驗值55 dB[9]，達到了58 dB，而后排乘客耳側在所關注頻率內皆低于臨界值。

4 虛擬傳遞路徑分析

VTPA將系統分為“源-傳遞路徑-響應點”3部分[10]，響應點處產生的響應為各激勵載荷沿著各條路徑到達響應點能量的疊加[11]，可以用式(1)來表示。

(1)

式中：x為頻率；Respk代表第k個響應點的總響應；n、m分別代表結構、聲學載荷傳遞路徑數量；V、N分別代表激勵端至響應點之間的振動傳遞函數VTF、噪聲傳遞函數NTF；f、l分別代表作用于激勵端的結構載荷與聲學載荷。

為了找出車輛產生NVH問題的原因，對車輛進行VTPA分析。將整車分為激勵端子系統與響應端子系統即懸架于車身，2個子系統彈性或剛性相連，共13處接附點，編號如表5所示，每個接附點按照X、Y、Z3個方向傳遞振動，共39個路徑。以駕駛員座椅4個安裝點和方向盤3點為振動響應輸出點，主駕駛與后排乘客耳側為噪聲響應點，整車振動與噪聲傳遞路徑分別如圖13所示。

表5 接附點編號

5 結果分析

VTPA分析獲取到的路徑合成振動、噪聲響應如圖14—16所示。

圖14 座椅安裝點路徑合成響應曲線

圖15 轉向盤3點路徑合成響應曲線

與圖10—12對比，合成響應曲線與頻響曲線的危險點頻率值相同，曲線趨勢一致，說明路徑選擇準確。針對座椅安裝點、轉向盤3點處進行振動傳遞路徑分析，對駕駛員耳側進行噪聲傳遞路徑分析，獲取危險頻率點下的路徑貢獻量，僅展示危險頻率63 Hz下座椅右前側安裝點以及153 Hz下駕駛員耳側的噪聲路徑貢獻量如圖17—18所示，各位置及方向不同危險頻率點下貢獻量較大的路徑如表6所示。

圖16 駕駛員耳側路徑合成響應曲線

圖17 63 Hz座椅右前安裝點貢獻量直方圖

圖18 15 3Hz主駕駛耳側聲壓級貢獻量直方圖

表6 各危險頻率點下貢獻量較大的路徑

根據結果來看，座椅的安裝點在危險頻率63 Hz下貢獻量較大的路徑為后懸縱臂左前側(D2)及右前側(F2)的Y向；轉向盤3點63 Hz下貢獻量較大的路徑為縱臂右前側(F2)接附點Y向；駕駛員耳側153 Hz下貢獻量較大路徑為前懸左右兩側減振器上(A1、C1)接附點Z向。

6 分析及優化

原點動剛度分析法是降低車身振動與噪聲最常用的方法[12]，針對出現問題的路徑進行接附點的原點動剛度分析，觀察危險頻率下的動剛度結果是否達標。根據經驗，接附點動剛度達到10 000 N/mm時就表明該連接點有足夠的剛度抵御外界激勵，通過仿真計算，得到各接附點動剛度值如表7所示，有關曲線如圖19所示(僅展示后懸縱臂左前側接附點即D2，Y向)。

表7 接附點動剛度值

圖19 63 Hz后懸縱臂左接附點Y向動剛度曲線

根據接附點動剛度分析結果，縱臂左前側(D2)及右前側(F2)Y向動剛度不達標，推測其是導致63 Hz下座椅安裝點與轉向盤3點振動響應過大的原因，而左右減振器上側Z向路徑(A1、C1)動剛度達標，說明動剛度不是造成駕駛員耳側聲壓級過大的原因。針對D2、F2 2處接附點結構進行優化設計。為了提高部件Y向剛度，在2處接附點附近增加2 mm厚的金屬加強件以增大結構的Y向剛度，賦予表1中鋼的材料屬性并采用rbe2模擬螺栓連接，方案如圖20所示。

圖20 結構優化方案示意圖

添加加強件后進行動剛度計算得到縱臂左前側(D2)及右前側(F2)Y向動剛度分別為11 740 N/mm與12 136 N/mm，滿足設計要求。對優化后的模型進行振動頻響分析，觀察座椅安裝點與轉向盤3點的響應，如圖21—24所示。

圖21 優化前后右前側安裝點振動加速度曲線

在后懸縱臂接附點結構優化后，響應點在63 Hz下的振動情況明顯改善，說明此方案有效。

圖22 優化前后左后側安裝點振動加速度曲線

圖23 優化前后右后側安裝點振動加速度曲線

圖24 優化前后轉向盤3點振動加速度曲線

153 Hz下主駕駛耳側聲壓級過大的問題并非A1、C1處的動剛度不足導致，需進一步分析。以駕駛員耳側為響應點進行模態貢獻量分析，噪聲傳遞函數曲線以及模態貢獻量如圖25—26所示。

圖25 噪聲傳遞函數曲線

圖26 153 Hz下模態貢獻量直方圖

從計算結果來看，153 Hz下，噪聲傳遞函數出現明顯峰值，該頻率下對應第35階模態頻率貢獻量較大，需要對車身結構進行改進達到抑制該階模態的效果。對整車進行模態分析，如圖27所示，發現35階模態下前車門內部面板振動較為劇烈，判定153 Hz下駕駛員耳側聲壓級較大的原因為左前車門內部面板振動對聲腔聲壓造成擾動，因此需要對面板剛度進行加強。

圖27 35階模態云圖

在左前側車門內面板添加厚度為1 mm的“幾”字形加強梁，賦予表1中鋼的材料屬性，采用膠粘方式與內板相連，方案如圖28所示。

圖28 結構優化方案示意圖

對整車進行模態貢獻量分析，獲取的噪聲傳遞函數以及模態貢獻量如圖29—30所示。

圖29 優化前后的噪聲傳遞函數曲線

圖30 優化后153 Hz下模態貢獻量直方圖

結果顯示153 Hz處傳函峰值及35階模態貢獻占比相較于結構優化前明顯降低。通過噪聲頻響分析驗證優化效果，觀察主駕駛耳側的振動響應如圖31所示，結構優化后153 Hz下的駕駛員耳側聲壓級為53.3 dB，相較于之前降低了近5 dB，優化方案有效。

圖31 優化前后聲壓級曲線

7 結論

1) 建立了整車NVH有限元仿真模型，提取了車輛自重下6處橡膠襯套和4處輪胎上的載荷，基于剛度曲線完成了非線性彈性元件的線性轉化，提高了整車級VTPA的準確性；

2) 對主駕駛座椅、轉向盤3點的振動以及駕駛員與后排乘客耳側的噪聲進行VTPA分析，依據頻率響應結果驗證了路徑選擇的正確性。從結構入手改善了63 Hz下座椅Z向與轉向盤3點X向振動幅值，使153 Hz下主駕駛耳側聲壓級降低了5 dB。