車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑識別與優(yōu)化

高 煜，婁小寶，周禾清，董 良，楊銘杰

（寧波吉利汽車研究開發(fā)有限公司，寧波 315336）

前言

隨著發(fā)動機技術(shù)、聲學(xué)包技術(shù)和進(jìn)排氣消聲技術(shù)的不斷發(fā)展，動力和傳動系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量逐漸減小，使得輪胎/路面噪聲更加凸顯，成為車輛內(nèi)部噪聲的主要來源，因此行駛車輛的車內(nèi)輪胎/路面噪聲也逐漸成為駕乘人員能夠輕易感知的一項乘坐舒適性指標(biāo)。

輪胎空腔噪聲是輪胎/路面噪聲的一個主要成分，其產(chǎn)生原因是輪胎內(nèi)部封閉空腔受路面激勵產(chǎn)生特定頻率的共振，該共振通過懸掛系統(tǒng)傳遞到車身，進(jìn)而傳播到車內(nèi)形成車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲。由于輪胎空腔噪聲的頻率固定，因此會嚴(yán)重影響駕乘人員的舒適性。

文獻(xiàn)［2］～文獻(xiàn)［9］中對輪胎空腔噪聲的產(chǎn)生機理、空腔噪聲的解析與數(shù)值分析方法和改善車內(nèi)輪胎空腔噪聲的方法進(jìn)行了研究。上述研究工作大多是從抑制和減小空腔共振的角度出發(fā)，而且這些研究表明，通過對輪胎的胎面硬度、結(jié)構(gòu)剛度等參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，減弱路面對輪胎的激勵力或抑制、消除輪胎內(nèi)部封閉空腔氣體的共振，可以達(dá)到改善車內(nèi)空腔噪聲的目的。但是，基于調(diào)整輪胎的結(jié)構(gòu)、材料等參數(shù)開展的輪胎空腔噪聲優(yōu)化，有時會帶來輪胎的制動、操控等其他性能的降低，使整車性能不易平衡。

除了從激勵來源控制輪胎空腔噪聲之外，從傳遞路徑的角度也可改善車內(nèi)的輪胎空腔噪聲，但目前從這方面開展的研究工作較少。其主要原因是，由于車輛有4個（或多個）輪胎，且輪胎空腔共振通過底盤懸掛系統(tǒng)的多條路徑傳遞到車身的多個連接點，是一種多輸入多輸出的力傳遞形式，增加了車內(nèi)輪胎空腔噪聲主要傳遞路徑識別和優(yōu)化工作的難度。

傳遞路徑分析（TPA）方法，基于“源—路徑—接受者”的模型，可對多輸入多輸出系統(tǒng)進(jìn)行分析，能識別出某個振動或聲源到特定接收點的傳播路徑和貢獻(xiàn)量，可幫助工程師有針對性地開展噪聲改善工作［10-11］。而車身與懸掛系統(tǒng)的車身側(cè)連接點，是輪胎力從懸掛系統(tǒng)傳遞到車身的輸出點，可綜合體現(xiàn)底盤懸掛系統(tǒng)對輪胎/路面激勵力的傳遞作用。因此，本文中利用傳遞路徑分析方法，通過分析懸掛與車身側(cè)各連接點對車內(nèi)輪胎空腔噪聲的貢獻(xiàn)量，識別出主要傳遞路徑，并通過CAE仿真確定該路徑上需要優(yōu)化的部件，進(jìn)而提出優(yōu)化方案并進(jìn)行了驗證。驗證結(jié)果表明車內(nèi)輪胎空腔噪聲得到明顯降低，也表明了從傳遞路徑角度控制車內(nèi)輪胎空腔噪聲的可行性和有效性。

1 傳遞路徑基本理論

傳遞路徑分析的理論公式為

式中：p為目標(biāo)點總聲壓；NTFi和Fi分別為第i條結(jié)構(gòu)傳播路徑的傳遞函數(shù)和對應(yīng)的工作載荷；NTFj和Qj分別為第j條空氣傳播路徑的傳遞函數(shù)和對應(yīng)的聲學(xué)載荷。開展傳遞路徑分析的關(guān)鍵是獲得式（1）中的傳遞函數(shù)和對應(yīng)的工作載荷。由于輪胎空腔共振噪聲主要是通過結(jié)構(gòu)傳播，因此下面對結(jié)構(gòu)聲的傳遞函數(shù)和工作載荷的獲取方法進(jìn)行介紹［12］。

1.1 結(jié)構(gòu)聲傳遞函數(shù)的獲取

為獲取結(jié)構(gòu)傳播路徑的傳遞函數(shù)，首先需要拆除主動部件（如動力總成），并斷開耦合系統(tǒng)（如底盤懸掛），然后利用力錘或激振器在源（如車身側(cè)連接點）處直接激勵，獲得目標(biāo)處（駕駛員左耳處）的聲學(xué)響應(yīng)，最后利用激振力和對應(yīng)的聲學(xué)響應(yīng)計算得到結(jié)構(gòu)傳播路徑的傳遞函數(shù)?；诨ヒ自?，也可在目標(biāo)處通過體積速度聲源激勵，并同步測量各源附近處的加速度響應(yīng)，進(jìn)而計算結(jié)構(gòu)傳播路徑的傳遞函數(shù)。本文中采用前一種方法，即通過力錘直接激勵來獲得傳遞函數(shù)。

1.2 工作載荷的獲取

工作載荷指的是在實際工況下作用在源（如懸掛與車身側(cè)各連接點）處的力。獲取結(jié)構(gòu)工作載荷的方法有直接測量法、動態(tài)復(fù)剛度法和矩陣求逆法等方法，而在對車內(nèi)輪胎/路面噪聲分析過程中，常用的方法是矩陣求逆法［13-14］。

使用矩陣求逆法時，需要在源的附近布置一些參考點，然后按照1.1節(jié)的方式獲取源和參考點的結(jié)構(gòu)路徑傳遞函數(shù)｛Hm，n｝，與1.1節(jié)不同的是這里的目標(biāo)值是通過加速度傳感器測得的參考點處的振動信號。假設(shè)工作載荷為F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)n組成的向量，參考點處的響應(yīng)為 X1，X2，…，Xm組成的向量，則工作載荷可通過式（2）計算得到。

式中｛Hm，n｝＝｛Xm｝/｛Fn｝，表示從激勵｛Fn｝到響應(yīng)｛Xm｝的傳遞函數(shù)。由于式（2）使用廣義逆矩陣法求解激勵力，為抑制噪聲，提高求解精度，應(yīng)使m≥2n。

2 輪胎/路面結(jié)構(gòu)傳播噪聲TPA模型

本文中以某SUV車型（前后均為獨立懸掛系統(tǒng)）的駕駛員左耳處的噪聲為目標(biāo)，將輪胎通過懸掛系統(tǒng)與車身側(cè)各連接點傳遞的力作為輸入，搭建分析模型。由于輪胎空腔噪聲主要是通過結(jié)構(gòu)傳播，故模型中僅考慮結(jié)構(gòu)傳遞路徑，忽略空氣傳播路徑的部分［15-16］。具體結(jié)構(gòu)傳遞路徑如圖1所示。

圖1 懸掛與車身側(cè)連接點的傳遞路徑示意圖

該車底盤懸掛系統(tǒng)與車身的連接點共有14處，如表1所示。在進(jìn)行傳遞路徑測試時，只考慮3個平動自由度而忽略3個旋轉(zhuǎn)自由度，故共有42個傳遞路徑。

移除懸掛系統(tǒng)、副車架及各主動端，在車身端的14個連接點處，分別從x，y，z 3個方向進(jìn)行激勵，共獲得42個路徑到車內(nèi)駕駛員左耳的振-聲傳遞函數(shù)NTFi（i＝1～42）。傳遞路徑測試場景如圖2所示。

表1 懸掛與車身連接點名稱和對應(yīng)標(biāo)號

圖2 傳遞路徑測試

在進(jìn)行振-聲傳遞函數(shù)測試時，在激勵點的車身側(cè)附近布置兩個三向加速度傳感器，作為工作載荷識別的參考點，因此同時測量得到了84×42個振-振傳遞函數(shù)，組成了式（2）中的｛Hm，n｝矩陣。再結(jié)合實際工況實驗過程中的參考點的響應(yīng)，就可根據(jù)式（2）計算得到車身側(cè)結(jié)構(gòu)傳播路徑的42個工作載荷Fi（i＝1～42）。將 NTFi和 Fi帶入式（1）即可計算得到車內(nèi)駕駛員左耳的合成聲壓，也可計算每條路徑對駕駛員左耳聲壓的貢獻(xiàn)量［17-18］。

3 車內(nèi)輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析和優(yōu)化應(yīng)用實例

3.1 輪胎的空腔共振模態(tài)

輪輞內(nèi)表面與輪胎胎體內(nèi)表面之間的封閉空氣環(huán)受到激勵后產(chǎn)生的共振為輪胎的空腔共振模態(tài)，其模態(tài)頻率與聲音在內(nèi)部氣體介質(zhì)中的聲速和腔體環(huán)的中心周長有關(guān)。

未接地的輪胎內(nèi)部空腔，可以近似看作是一個兩端封閉、截面積連續(xù)的圓管，如圖3所示，其1階共振頻率 f0可按式（3）進(jìn)行計算［4］。

式中：c為氣體介質(zhì)內(nèi)的聲速；Lc為空氣腔的中心周長。

圖3 未變形時的1階空腔模態(tài)振型

在車輛靜止時，輪胎與地面接觸后，輪胎空腔的截面面積不再連續(xù)，會形成圖4所示的截面變化。該變形會導(dǎo)致前后（聲傳播方向和輪胎轉(zhuǎn)動方向同向）和上下（聲傳播方向和輪胎轉(zhuǎn)動方向反向）兩個方向的空腔共振模態(tài)。

圖4 接地變形時的空腔模型

當(dāng)振型是前后方向時，接地點位置處為振動節(jié)點，此時輪胎空腔內(nèi)聲波的1階模態(tài)振型如圖5所示。該振型對應(yīng)的頻率可用式（4）近似計算［4］。

式中：lcp為輪胎接地長度；m為接地處變形后截面積與未變形截面積的比，m＝0.9～0.7。

圖5 前后方向的1階空腔模態(tài)振型

當(dāng)振型是上下方向時，接地點處為振動反節(jié)點，此時輪胎空腔內(nèi)聲波的1階模態(tài)振型如圖6所示，其對應(yīng)的頻率可用式（5）近似計算［4］。

圖6 上下方向的1階空腔模態(tài)振型

由上述分析可看到，在靜態(tài)載荷下輪胎截面變形后，輪胎空腔共振頻率由一個共振頻率f0變?yōu)閮蓚€頻率 f1和 f2，并且 f2＞f1。

當(dāng)輪胎滾動時，由于多普勒效應(yīng)，輪胎空腔的兩個共振頻率會隨輪胎的滾動頻率產(chǎn)生進(jìn)一步的變化［2，5-6］：式中Ω＝v/L為輪胎的滾動頻率，v為車速，L為輪胎外周長。

本文中研究車輛在粗糙路面以60 km/h的速度勻速行駛時，車內(nèi)駕駛員左耳噪聲測試結(jié)果和輪胎總成轉(zhuǎn)向節(jié)的振動加速度，測試結(jié)果如圖7所示?？梢钥吹剑还苁窃肼曅盘栠€是振動信號在180和198 Hz兩個頻率處均存在峰值。而車輛使用的輪胎規(guī)格為235/55R19，空腔中心周長Lc約為1.8 m，接地長度 lcp約為0.17 m。按照式（4）～式（7），可估算出輪胎的兩個空腔共振頻率約為178和200 Hz，與圖7中實測的兩個峰值基本對應(yīng)。因此可判斷圖7中的180和198 Hz的噪聲峰值是由輪胎空腔共振引起的車內(nèi)噪聲。

圖7 車內(nèi)駕駛員左耳噪聲測試結(jié)果

3.2 車內(nèi)輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析

基于已建立的車輛TPA模型，利用參考點測試的實際工況數(shù)據(jù)，計算得到各車身連接點的工作載荷，結(jié)合車身側(cè)懸掛連接點到車內(nèi)駕駛員左耳傳遞函數(shù)，利用式（1）可獲得各連接點到駕駛員左耳的噪聲合成值，如圖8所示。從圖8中可以看出，基于計算合成的噪聲值，其趨勢和幅值大小與實測值吻合很好。其中，合成噪聲值在400 Hz之前與實測值的趨勢和幅值都吻合；而在400 Hz之后，合成噪聲值的趨勢基本與實測值吻合，僅幅值較實測噪聲有所降低。產(chǎn)生這種情況的原因可能是，模型中未考慮輪胎及其他系統(tǒng)的空氣傳播噪聲的影響，故高頻部分的聲能量未能包含。因此，圖8中合成噪聲與實測噪聲的對比結(jié)果也表明：車內(nèi)低、中頻的輪胎/路面噪聲（在400 Hz以下）主要是結(jié)構(gòu)傳播路徑噪聲；而在400 Hz以上，空氣傳播噪聲對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量逐漸增加。

圖8 合成噪聲值與實測值對比

圖9 為懸掛系統(tǒng)與車身連接處各點對車內(nèi)駕駛員左耳噪聲的貢獻(xiàn)量圖。從圖9可明顯看出，在180～200 Hz范圍內(nèi)有兩條共振帶，且198 Hz處的共振帶最為突出?；旧希喬サ目涨还舱窦钔ㄟ^所有車身點向車內(nèi)傳遞能量，故需要找出對車內(nèi)空腔噪聲的聲能貢獻(xiàn)量較大的一個或多個點，有針對性地開展優(yōu)化工作。

圖9 各路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量

將各車身連接點的貢獻(xiàn)量按其對應(yīng)的部件合并計算，可得到通過該部件傳遞到車內(nèi)駕駛員外耳的聲貢獻(xiàn)量，結(jié)果如圖10所示。從圖10中可清晰地看到：在20～400 Hz范圍內(nèi)，結(jié)構(gòu)噪聲主要由后副車架和左右上控制臂傳遞；180～200 Hz內(nèi)通過左、右上控制臂與車身連接點路徑的貢獻(xiàn)量最大，占該頻段范圍噪聲總能量的55.5%。而對應(yīng)的輪胎空腔噪聲優(yōu)勢峰值頻率180和198 Hz處，左、右上控制臂與車身連接點的貢獻(xiàn)量可達(dá)到61%；180～200 Hz范圍內(nèi)，前減振器與車身連接點路徑的貢獻(xiàn)量僅次于上控制臂點處，占該頻段內(nèi)噪聲總能量的18.1%，而在198 Hz處，前減振器的貢獻(xiàn)量也有22%。

圖10 與車身端相連部件對駕駛員左耳噪聲貢獻(xiàn)量占比

根據(jù)上述貢獻(xiàn)量分析結(jié)果可知，上控制臂與車身連接點的激勵輸入是 180～200 Hz頻段內(nèi)和198 Hz峰值處噪聲的主要來源。圖11為上控制臂及與其相連部件的示意圖，其中，A為上控制臂，B為轉(zhuǎn)向節(jié)總成，輪胎空腔共振激勵從輪心通過上述兩個部件傳遞到車內(nèi)。故下一步可先對上控制臂或轉(zhuǎn)向節(jié)總成本體進(jìn)行模態(tài)分析，確定是否存在與輪胎空腔共振頻率相近的局部模態(tài)或耦合模態(tài)，從而導(dǎo)致共振造成較大的激勵輸入。

圖11 上控制臂路徑上各部件示意圖

3.3 CAE分析及傳遞路徑優(yōu)化實驗驗證

對上控制臂及與其有共同傳播路徑的轉(zhuǎn)向節(jié)總成開展了CAE分析，結(jié)果如圖12所示。從圖12中可以看到：在198 Hz處，上控制臂存在1階對應(yīng)的工作模態(tài)振型，振動響應(yīng)最為劇烈；而與其相連的轉(zhuǎn)向節(jié)總成在198 Hz處則振動響應(yīng)較小，無對應(yīng)的工作模態(tài)振型。

圖12 前懸系統(tǒng)模態(tài)計算

故可以判斷，上控制臂與車身連接點路徑對車內(nèi)輪胎空腔噪聲的貢獻(xiàn)量大，是由于上控制臂的模態(tài)被相同頻率的輪胎空腔共振力激發(fā)，引起共振導(dǎo)致的。因此，可從優(yōu)化上控制臂的模態(tài)頻率入手，來減小其對車身的力傳遞。

對上控制臂的模態(tài)頻率優(yōu)化可從改變其結(jié)構(gòu)剛度或質(zhì)量兩個方向進(jìn)行，如增加上控制臂的整體或局部點的質(zhì)量，或改變上控制臂的造型，通過增加加強筋等手段增加其剛性。由于增加加強筋的方案實現(xiàn)周期較長，因此選擇了增加質(zhì)量的方案來驗證上述分析的正確性，示意圖如圖13所示。在C和D點處各添加1 kg的附件質(zhì)量后，再進(jìn)行測試驗證，結(jié)果如圖14所示。從圖14中可以看到，在上控制臂增加質(zhì)量后，車內(nèi)輪胎空腔噪聲在其對應(yīng)頻率峰值處（180和198 Hz）均降低了3dB（A），證明了該方案的可行性，及從傳遞路徑角度優(yōu)化車內(nèi)輪胎空腔共振噪聲的可行性和有效性。

圖13 附加質(zhì)量添加示意圖

圖14 上控制臂傳遞路徑改善后的驗證結(jié)果

4 結(jié)論

本文中從優(yōu)化車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲傳播路徑的方向入手，改善了車內(nèi)輪胎空腔共振噪聲。首先建立了車內(nèi)輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析模型；然后基于該模型，利用傳遞路徑分析方法對車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，識別出車內(nèi)輪胎空腔噪聲的主要傳播路徑；接著對貢獻(xiàn)量占優(yōu)的傳遞路徑，通過CAE分析確定了貢獻(xiàn)量大的原因和需要優(yōu)化的部件，并提出優(yōu)化方案；最后通過實驗對比了優(yōu)化前后的車內(nèi)噪聲，結(jié)果表明車內(nèi)輪胎空腔噪聲得到了很好地抑制，驗證了優(yōu)化方案的正確性和從傳遞路徑角度控制車內(nèi)輪胎空腔噪聲的可行性和有效性。