基于模態(tài)輪胎的車內(nèi)路噪模型搭建與性能計算

關(guān)鍵詞：模態(tài)輪胎；車內(nèi)路噪；擬合計算；中低頻噪聲

0 前言

新能源汽車由于沒有發(fā)動機噪聲，其低頻路面噪聲（以下簡稱“ 路噪”）顯得尤為突出，成為用戶的主要抱怨點［1］。隨著新能源汽車的普及，對路噪的研究顯得尤為重要。研究表明，對于200 Hz 以內(nèi)的路噪，在前期開發(fā)階段一般對子系統(tǒng)采取模態(tài)避頻控制措施。為克服傳統(tǒng)的傳遞路徑分析法工作效率低的問題，工程師研究了基于工況傳遞路徑分析法的路噪優(yōu)化方案，應(yīng)用于電動汽車路噪控制，有效提升了路噪優(yōu)化效率［2-5］。主要方法是收集整車數(shù)據(jù)，建立整車有限元模型，采用傳遞路徑法分析汽車路噪［2-3］。結(jié)合試驗測試輪胎轉(zhuǎn)向節(jié)球頭點的振動，通過逆矩陣法計算車身接附點處激勵力。對結(jié)構(gòu)傳遞路徑進行分析，確定各傳遞路徑貢獻量，并對貢獻量大的接附點路噪問題進行優(yōu)化和模態(tài)避頻［4］。在傳遞函數(shù)優(yōu)化研究中，通過多目標遺傳算法計算白車身的靜態(tài)剛度和模態(tài)分布，能降低座椅安裝點傳遞函數(shù)和車身振動［3］。然而，在傳統(tǒng)軸心力荷載路噪分析過程中，輪胎作為唯一與地面接觸的單元，受力復雜，卻沒有被考慮為路噪的影響因素。因此，本文主要采用模態(tài)輪胎法，通過混合建模的方式，建立整車有限元模型，進行傳遞路徑分析和優(yōu)化，降低車內(nèi)路噪。

1 輪胎傳遞函數(shù)機理與測試

1. 1 輪胎力傳遞機理

汽車整車建模需要獲取輪心到接地點之間的傳遞函數(shù)，但受邊界條件影響，輪心與接地點2 個測點之間的響應(yīng)難以通過試驗直接獲得。在輪心及接地面周邊布置相應(yīng)的測點，并且對這些測點的數(shù)據(jù)進行幾何縮減，可實現(xiàn)輪心原點傳遞函數(shù)及輪心到接地面?zhèn)鬟f函數(shù)的輸出。輪胎傳遞特性的表達式為：

1. 2 輪胎模態(tài)測試

輪胎測試前，需檢查車輛的完整性，保證輪胎氣壓為0.25 MPa。輪胎測試臺架安裝如圖1 所示。測試設(shè)備連接后，使用LMS test lab. 軟件完成軟件的通道設(shè)置、幾何創(chuàng)建、激振器設(shè)置、采集設(shè)置及測試匹配，生成模型如圖2 所示。測試結(jié)果可以對幾何數(shù)據(jù)進行幾何縮減。

選取輪胎前6 階頻率進行輪胎模態(tài)逼近計算。在頻段為20～200 Hz 噪聲處輪胎模態(tài)逼近準確率達到80%，被認為滿足仿真要求，可以進行仿真計算。

2 路噪仿真的混合模型

采用Altair HyperMesh 軟件對汽車整車進行前處理，包括網(wǎng)格劃分和模型搭接等。利用OptiStruct 軟件進行路噪分析計算，結(jié)果分析采用Altair HyperView 軟件進行處理。

2. 1 整車有限元模型

整車有限元連接系統(tǒng)主要包括底盤懸架和內(nèi)飾車身（TB）系統(tǒng)。利用RBE2、BEAM、BAR、BUSH 等單元將TB 系統(tǒng)、底盤系統(tǒng)、動力總成系統(tǒng)連接起來組建整車模型。

在底盤建模過程中，以副車架及其他鈑件為殼單元進行模擬，單元網(wǎng)格劃分尺寸為5 mm×5 mm，部件間用RBE2 單元連接。底盤件中直徑大于10 mm 的螺栓孔需保證沿孔有多于8 個的偶數(shù)節(jié)點；直徑大于14 mm 的螺絲孔需保證沿孔有12 個以上的偶數(shù)節(jié)點，螺絲孔孔邊網(wǎng)格平均邊長為3～4 mm。

2. 2 帶模態(tài)輪胎的混合模型搭建

模態(tài)輪胎擬合后，通過RBE2 單元連接模態(tài)輪胎與底盤懸架。計算路噪時，需要考慮輪胎的質(zhì)量和剛度情況。因此，在輪胎重心處用集中質(zhì)量單元表征一半的輪胎質(zhì)量，另一半輪胎質(zhì)量均勻分布在PLOT 單元節(jié)點上。

RBE2 單元3 個從點位置分別用3 個接地彈簧表示輪胎剛度，接地彈簧采用零維BUSH 單元，每個BUSH 單元附1、2、3、6 方向的剛度及阻尼，剛度及阻尼參數(shù)為實際設(shè)計值。完成整車模型搭建后，在輪胎與地面點輸入路譜，從而計算出車內(nèi)路噪的響應(yīng)。

3 車內(nèi)路噪響應(yīng)及計算性能

3. 1 不同車內(nèi)路噪計算方法比較

選擇的試驗路面作為路譜輸入，以60 km/h 車速在粗糙水泥路面上進行路譜測試。布點布置在輪心節(jié)點處，測試時長在10 s 以上。完成數(shù)據(jù)采集后，通過處理計算，生成仿真用的路譜。本研究以實際測試的路噪結(jié)果為評價標準，比較模態(tài)輪胎路噪法與傳統(tǒng)的軸心力載荷法的計算精度，如圖3 所示。由圖3 可以看出：在20～300 Hz 頻段噪聲處，從逼近程度和趨勢來看，藍線（模態(tài)輪胎法）相比紅線（軸心力荷載法）更加接近綠線（實際測試），表明采用模態(tài)輪胎法計算車內(nèi)路噪的精度較高。尤其在220 Hz 附近的噪聲中，藍線與綠線的A 計權(quán)噪聲相差僅為0.5～2.0 dB，并且峰值重合。

3. 2 計算性能比較

在相同計算條件下，比較模態(tài)輪胎法和軸心力荷載法的計算精度和計算效率。計算精度的比較選擇在20～300 Hz 的噪聲頻段，每隔5 Hz 設(shè)置1 個評價點（合計57 個點），計算精度e 為：

由表1 可知，模態(tài)輪胎法比軸心力荷載法計算精度高10.8 百分點，而兩者的計算用時比較接近，效率相當。計算精度對進一步優(yōu)化路噪有很大影響，因此，在整車開發(fā)階段采用模態(tài)輪胎法進行路噪研究較優(yōu)。

4 結(jié)論

由于傳統(tǒng)軸心力荷載法在分析汽車路噪時不考慮輪胎影響，因此提出了模態(tài)輪胎與整車有限元混合建模的方法。分析模態(tài)輪胎法和傳統(tǒng)軸心力荷載法的計算精度，得出以下結(jié)論：

（1） 完成模態(tài)輪胎測試后，生成的仿真輪胎比較關(guān)鍵，模型關(guān)鍵傳遞路徑具有80% 以上精度時，計算結(jié)果比較準確。

（2） 模態(tài)輪胎法與軸心力荷載法相比，計算效率相近，但模態(tài)輪胎法的計算精度較高，高出10.8百分點。

（3） 模態(tài)輪胎法在計算輪胎空腔A 計權(quán)噪聲時僅有0.5～2.0 dB 的計算誤差，預測輪胎噪聲可靠性較高。