六自由度輪心力在車內(nèi)噪聲分析中的應(yīng)用

劉東明，岳亮亮,龔超，趙海瀾

（1.巴斯夫聚氨酯特種產(chǎn)品中國(guó)有限公司，上海200137)（2.泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海201201）

六自由度輪心力在車內(nèi)噪聲分析中的應(yīng)用

劉東明1，岳亮亮2,龔超2，趙海瀾2

（1.巴斯夫聚氨酯特種產(chǎn)品中國(guó)有限公司，上海200137)（2.泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海201201）

由于輪胎與路面之間的相互作用包含非線性和隨機(jī)過(guò)程的特點(diǎn)，使得技術(shù)上難以確定輪心的載荷。采用坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣將車輪上三自由度平動(dòng)力轉(zhuǎn)換到六自由度輪心力，運(yùn)用試驗(yàn)方法進(jìn)而確定六自由度輪心力的數(shù)值估計(jì)，通過(guò)對(duì)后座噪聲測(cè)量與合成結(jié)果的對(duì)比驗(yàn)證了估計(jì)方法的有效性?；诹杂啥容喰牧ΓM(jìn)行噪聲傳遞路徑分析，揭示了輪心力矩對(duì)車內(nèi)噪聲的作用。

聲學(xué)；道路噪聲；六自由度輪心力；聲學(xué)傳遞函數(shù)；噪聲傳遞路徑分析

當(dāng)前，隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)總成，發(fā)動(dòng)機(jī)支撐，進(jìn)排氣等零部件設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的不斷進(jìn)步,由其引起的車內(nèi)噪聲已有了很大的改觀，從而使路噪成為影響整車NVH性能的重要因素。路面引起的結(jié)構(gòu)振動(dòng)與噪聲主要出現(xiàn)在250 Hz和500 Hz以下[3]，取決于輪胎的激勵(lì)和懸架與車身的動(dòng)態(tài)特性。輪胎的激勵(lì)來(lái)源于胎面與道路接觸面的不平度，兩者之間的相互作用是一個(gè)動(dòng)態(tài)過(guò)程，具有非線性和隨機(jī)過(guò)程的特點(diǎn)，很難直接刻劃出來(lái)；而通過(guò)路譜和輪胎模型計(jì)算出來(lái)的輪心力在準(zhǔn)確度上并不理想。因此，在考察結(jié)構(gòu)路噪的時(shí)候，往往直接從估計(jì)輪心的載荷著手。輪心六自由度載荷包括三個(gè)平動(dòng)自由度和三個(gè)扭轉(zhuǎn)自由度，其試驗(yàn)估計(jì)過(guò)程需要克服兩個(gè)困難：一方面，以目前的測(cè)量技術(shù)，在不改變邊界約束特性的情況下無(wú)法直接測(cè)量車輪上力的大小，實(shí)踐當(dāng)中通過(guò)懸架部件的振動(dòng)響應(yīng)和相應(yīng)頻響函數(shù)的偽逆矩陣相乘獲得；另一方面，需要把平動(dòng)載荷進(jìn)行幾何坐標(biāo)轉(zhuǎn)換來(lái)計(jì)算出力矩載荷。

懸架和車身的動(dòng)態(tài)特性則由從輪心的六自由度激勵(lì)到車內(nèi)目標(biāo)位置的傳遞函數(shù)來(lái)描述。

1 六自由度輪心力及傳遞函數(shù)試驗(yàn)估計(jì)方法的理論背景

對(duì)于一個(gè)懸架系統(tǒng)，輪胎的激勵(lì)通過(guò)輪轂傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)，之后經(jīng)過(guò)橡膠軸套,搖臂,減震器和車橋等部件,將能量輸入到與之相連的車身側(cè)結(jié)構(gòu)，因此輪轂和轉(zhuǎn)向節(jié)是力傳遞過(guò)程中的一個(gè)節(jié)點(diǎn)。設(shè)在輪轂上有n個(gè)力的輸入點(diǎn)，不考慮有扭矩輸入，則輸入共有3 n個(gè)平動(dòng)自由度，記作{F}3n；在轉(zhuǎn)向節(jié)體上m個(gè)點(diǎn)處考察由此引起的響應(yīng)，同樣只考慮平動(dòng)自由度，則輸出共有3 m個(gè)自由度，記作{X}3m，見(jiàn)圖1。

圖1 輪心處受力與輸出示意圖

那么{X}3m和{F}3n的關(guān)系由下式確定

(1)簡(jiǎn)寫(xiě)為

而作用在輪心上的六自由度激勵(lì)與上述響應(yīng)之間的關(guān)系為

等式右邊向量中f為平動(dòng)力，m為扭矩，記作{F}6，簡(jiǎn)寫(xiě)成

通過(guò)坐標(biāo)轉(zhuǎn)換，{F}3m可集中簡(jiǎn)化到{F}6

式中[G]由下式?jīng)Q定，其中xcn，ycn，zcn為輪轂上第n點(diǎn)相對(duì)輪心的坐標(biāo)。

由式(2)，(4)，(5)，可由轉(zhuǎn)向節(jié)上的振動(dòng)估計(jì)出六自由度輪心力。工程實(shí)踐當(dāng)中，由于輪胎繞其軸線是自由轉(zhuǎn)動(dòng)的，所以這個(gè)方向的扭矩不予考慮。

對(duì)于車內(nèi)聲壓p1，p2，…，pl，由噪聲的傳遞路徑分析理論[1]

從而輪心到車內(nèi)的六自由度聲學(xué)傳遞函數(shù)

其中[G]+=[[G]T[G]]-1[G]T，由于獲得了六自由度輪心力{F}6及其到車內(nèi)某點(diǎn)的聲學(xué)傳遞函數(shù)則車內(nèi)聲壓可按式（6）求出。

當(dāng)考察對(duì)象為車內(nèi)振動(dòng)時(shí)，則式(6)、式（7）中聲壓可直接換成加速度。

2 試驗(yàn)過(guò)程

首先測(cè)量工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)向節(jié)上的振動(dòng)，其上布置四個(gè)三方向加速度傳感器。測(cè)量在轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行，轉(zhuǎn)鼓表面使用粗糙鼓面，為減少發(fā)動(dòng)機(jī)的影響，用轉(zhuǎn)鼓以60 km/h的速度驅(qū)動(dòng)車輛，記錄一段時(shí)間內(nèi)的振動(dòng)加速度值。

其次,測(cè)量輪轂輸入點(diǎn)到轉(zhuǎn)向節(jié)上各加速度傳感器的頻響函數(shù)，到車內(nèi)麥克風(fēng)的聲學(xué)傳遞函數(shù)，以及它們相對(duì)于輪心的坐標(biāo)值。一般選取四個(gè)輸入點(diǎn),而每個(gè)點(diǎn)取x，y，z三個(gè)自由度，可設(shè)定坐標(biāo)系由車頭指向車尾為+X，豎直向上為+Z，按右手定則確定+Y。如圖2。

圖2 輪轂上的敲擊點(diǎn)選取

最后計(jì)算出輪心的六自由度激勵(lì)和到車內(nèi)麥克風(fēng)的六自由度聲學(xué)傳遞函數(shù)。其間，由于來(lái)自不同車輪的激勵(lì)是部分相關(guān)的，需要把轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行主分量分析[2]。

試驗(yàn)中進(jìn)行必要的輔助測(cè)量和傳遞路徑分析，以驗(yàn)證整個(gè)過(guò)程的可信度，見(jiàn)圖3。

圖中三條曲線分別是：前后輪同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)測(cè)量的后座噪聲；后輪轉(zhuǎn)動(dòng)而前輪靜止時(shí)測(cè)量的后座噪聲；按式(6)代入后輪輪心激勵(lì)計(jì)算出的后座噪聲。由圖可知，對(duì)于后座噪聲，在200 Hz以內(nèi)，主要來(lái)源于后輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的激勵(lì)。在30～250 Hz之間，對(duì)比計(jì)算得到噪聲和后輪轉(zhuǎn)動(dòng)而前輪靜止時(shí)實(shí)際測(cè)量到的噪聲，兩者的主要特征吻合較好。從而表明在一定頻率范圍內(nèi)，按此方法進(jìn)行的輪心力估計(jì)和傳遞路徑分析的結(jié)果是可靠的。

圖3 車內(nèi)后座噪聲

3 車內(nèi)噪聲分析

通過(guò)客觀數(shù)據(jù)分析和主觀評(píng)價(jià)，發(fā)現(xiàn)100～140 Hz之間的成分對(duì)后座噪聲有很大的貢獻(xiàn)。因此，基于六自由度輪心力,對(duì)該處的頻譜值進(jìn)行前后輪的貢獻(xiàn)量排序，見(jiàn)圖4，其中灰度尺度為聲壓級(jí)。圖中列舉了噪聲的實(shí)測(cè)值，各路徑噪聲貢獻(xiàn)量的合成值及前后輪的貢獻(xiàn)量。顯見(jiàn)該處噪聲主要由后輪引起。

圖4 后輪與前輪對(duì)后座噪聲的貢獻(xiàn)量

進(jìn)一步分析后輪各個(gè)輪心力的貢獻(xiàn)量，在圖5中按貢獻(xiàn)量大小進(jìn)行了排序。主要的影響因素有右后輪扭矩RX、RZ和左后輪扭矩RX，可見(jiàn)輪心扭矩對(duì)車內(nèi)噪聲影響是不容忽視的?？疾爝@三個(gè)激勵(lì)的幅值及相關(guān)的聲學(xué)傳遞函數(shù)，見(jiàn)圖6和圖7，此處激勵(lì)和結(jié)構(gòu)的聲學(xué)傳遞函數(shù)都出現(xiàn)了峰值，兩者的共同作用導(dǎo)致了這個(gè)問(wèn)題。

4 結(jié)語(yǔ)

輪心力分析具有以下作用：

圖5 后座噪聲的貢獻(xiàn)量分析

圖6 右后輪X/Z，左后輪X方向上的扭矩

圖7 右后輪X/Z，左后輪X向上扭矩的聲學(xué)傳遞函數(shù)

(1)在車內(nèi)路噪問(wèn)題的分析診斷過(guò)程中，確定輪胎激勵(lì)所起的作用；(2)輪胎力傳遞性能的對(duì)標(biāo)分析，建立輪胎與車內(nèi)噪聲的關(guān)系，確定輪胎與車輪的合理剛度要求；

(3)在車輛先期開(kāi)發(fā)過(guò)程中，作為路噪評(píng)估的載荷輸入，并盡量避免峰值點(diǎn)和懸架與車身的結(jié)構(gòu)共振相耦合；

一般的，路面噪聲分析只考慮輪心平動(dòng)力的影響，本文所述的技術(shù)為汽車工程師全面理解和分析輪心力提供了手段，在某些問(wèn)題上，輪心扭矩的作用是不能忽略的，且RX往往產(chǎn)生較大的影響。

[1]劉東明，項(xiàng)黨，羅清.傳遞路徑分析技術(shù)在車內(nèi)噪聲與振動(dòng)研究與分析中的應(yīng)用[J].噪聲與振動(dòng)控制，2007，27(5)：73-77.

[2]LMS軟件手冊(cè)[Z].

[3]Joonhyung Park,Perry Gu.Operational spindle load estimation methodology for road nvh applications[EB/ OL].Noise and Vibration Conference&Exposition Traverse City,M ichigan.April 30-May 3,2001.

[4]Charles Gagliano,Andrea Martin,Jared Cox.Hybrid full vehicle model for structure borne road noise prediction [EB/OL].SAE 2005 Noise and Vibration Conference and Exhibition Traverse City,M ichigan.May 16-19,2005.

Application of 6-DOF Wheel Center Forces to the Analysis of Interior Road Noise

LIU Dong-ming1,YUE Liang-liang2,GONG Chao2,ZHAO Hai-lan2

(1.BASF Polyurethane Specialties(China)Co.Ltd.,Shanghai 200137,China; 2.Pan Asia TechnicalAutomotive Center Co.Ltd.,Shanghai 201021,China)

Because of the non-linearity and random process of the interaction between tires and road surface,it is difficult to determine the applied load at the wheel center.In this paper,using coordinate transformation matrix,3-DOF translational forces are translated to the 6-DOF wheel center forces,which values are estimated experimentally.The validity of the estimation is verified by comparing the measured noise spectra with the synthesized results.Finally,noise path is analyzed based on the 6-DOF wheel center forces.The effect of the torque applied to the wheel on the interior noise is revealed.

acoustics;road noise;6 DOF wheel center forces;acoustic transfer functions;noise transm ission path analysis

TB52；TB533+.2

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2014.01.023

1006-1355(2014)01-0101-03

2013-03-06

劉東明（1969-），男，碩士，高級(jí)工程師，從事NVH開(kāi)發(fā)與性能控制。

E-mail:dongm ing.liu@basf.com