輪心激勵下車輛結構路噪傳遞路徑分析

盧熾華，李永超，劉志恩，李秋悅，羅 挺，徐艷平

（1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢 430070；2.汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢 430070；3.東風汽車公司技術中心，武漢 430070）

路面激勵通過輪胎和懸架系統(tǒng)傳遞至車身，迫使車身板件振動而引起的結構傳路噪，簡稱為結構路噪，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，動力總成噪聲進一步降低，車輛結構路噪問題將更加凸顯[3]。

傳遞路徑法是研究結構噪聲的常見方法[4]，傳統(tǒng)傳遞路徑法以試驗測試為基礎，譚晶晶等的研究和文獻[5]均是通過測量車身接附點到響應點的傳遞函數(shù)，并采用逆矩陣法求取車身接附點處激勵力，進行結構傳遞路徑分析，確定各傳遞路徑貢獻量。文獻[6]通過測試懸置被動側到響應點聲-振傳遞函數(shù)及被動側加速度導納，獲取其聲壓-加速度傳遞函數(shù)，以被動側試驗測試加速度頻譜作為激勵進行傳遞路徑分析，識別出主要噪聲傳遞路徑。文獻[7]分別測量車身安裝點加速度阻抗、車身聲學靈敏度及隔振元件傳遞率，合成時域整體傳遞函數(shù)進行噪聲源診斷分析。傳統(tǒng)傳遞路徑法往往需要進行多次測試傳遞函數(shù)并反求激勵力，工作量較大。

近年來，計算機輔助工程（computer aided engineering，CAE）仿真分析逐漸被應用于傳遞路徑分析，可以提高分析效率降低試驗成本。文獻[8]引入了整車詳細CAE仿真模型進行傳遞路徑分析，實現(xiàn)了對怠速轟鳴的原因診斷，但指出仿真模型必須經(jīng)過試驗測試進行標定。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測試載荷作為激勵力對車內(nèi)噪聲進行了傳遞路徑貢獻量分析。Yoshida[10]在研究中借助CAE仿真模型，利用運行工況傳遞路徑法（operational transfer path analysis，OTPA）識別最大貢獻模態(tài)進行路噪優(yōu)化。Avutapalli[11]基于模態(tài)結果建立了包含輪胎的詳細整車CAE仿真分析模型，在輪胎接地點施加加速度激勵進行結構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)噪聲模擬結果常與試驗數(shù)據(jù)存在偏差。

針對結構優(yōu)化，余雄鷹等通過降低襯套剛度提高隔振性能以實現(xiàn)車內(nèi)噪聲降低，Avutapalli則提出了增加剛度支撐和布置動態(tài)吸振器的優(yōu)化方法，兩者均只考慮了激勵側振動特性，未結合車身側振動特性綜合優(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。

本文主要針對車輛結構路噪，建立不包含輪胎的整車NVH性能仿真分析CAE模型，以實測輪心加速度做為激勵，進行傳遞路徑分析，識別出貢獻量最大的傳遞路徑。對該路徑輪心到車身接附點的懸架側路徑進行振-振傳遞函數(shù)分析，結合其車身接附點到車內(nèi)人耳處的車身側路徑聲-振傳遞函數(shù)特性，對懸架系統(tǒng)進行相應的結構改進，使懸架側與車身側傳遞函數(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。該方法測試量少，采用輪心加速度激勵法可規(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，為車輛結構路噪分析優(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

根據(jù)噪聲傳遞理論，在已知傳遞函數(shù)和激勵力的情況下，目標點聲壓響應可以表示為

式中:P（ω）為目標點聲壓響應；Hp（ω）為激勵點到目標點的傳遞函數(shù)；F（ω）為激勵力的頻譜。

若激勵類型為加速度，則根據(jù)加速度響應方程

及聲壓公式（1）可以推導出

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

將整車運行工況下實測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，各軸頭按照測試數(shù)據(jù)做強迫振動，而輪胎的振動響應將不再對車身振動產(chǎn)生影響，因此，直接采用輪心加速度激勵可以規(guī)避輪胎模型精度不足造成的影響。

1.2 傳遞路徑理論

當假設整車為線性系統(tǒng)時，系統(tǒng)的總響應就可以表示為各傳遞路徑分響應的線性疊加

式中:Pall為系統(tǒng)總響應；Pi為第i個路徑的分響應；Hi（ω）為第i個路徑從激勵點到響應點的傳遞函數(shù)；Fi（ω）為第i個路徑激勵力頻譜；N為傳遞路徑個數(shù)。

對于結構路噪，激勵源和響應點分屬于2個系統(tǒng)，激勵源一側包括輪心到車身接附點，為懸架側，響應點一側車身接附點到駕駛員人耳處，為車身側。兩者在車身接附點處通過某種耦合元件連接起來，輪心激勵經(jīng)車身接附點的每一個自由度到響應點均形成一條傳遞路徑，通常只考慮3個平動自由度而忽略3個旋轉自由度，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振-振傳遞函數(shù)、車身側聲-振傳遞函數(shù)和車身接附點3個平動自由度的激勵力。

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)總響應曲線的峰值往往由某一條路徑占據(jù)主要貢獻量，優(yōu)化時針對該主要路徑優(yōu)化即可取得很好效果。

對于單條傳遞路徑，其分響應曲線上各頻率下幅值可表示為

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

可見，結合傳遞函數(shù)幅值的頻域分布特性，對激勵力幅值的頻域分布特性進行匹配，使激勵力峰值與傳遞函數(shù)谷值處于同一頻率下，可實現(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現(xiàn)對懸架側振-振傳遞函數(shù)的調(diào)整，從而改變輪心激勵經(jīng)懸架系統(tǒng)傳至車身接附點激勵力幅值的頻域分布特性，使其與車身側傳遞函數(shù)幅值的頻域分布特性相匹配，最終實現(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 結構路噪傳遞路徑分析

以某SUV車型為例，進行結構路噪傳遞路徑分析，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

試驗在襄陽試車場瀝青路面進行，采用比利時LMS公司的智能采集系統(tǒng)采集數(shù)據(jù)，采用LMSTest.lab模塊測試與記錄信號。

（1）在樣車4個轉向節(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。

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

將試驗數(shù)據(jù)進行傅里葉變換，獲取4個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樣車照片，如圖2所示。

圖2 輪心加速度測試Fig.2 Wheel center acceleration test

2.2 傳遞路徑模型的建立

對于常見的獨立懸架系統(tǒng)和承載式車身系統(tǒng)，車身接附點為傳遞路徑模型懸架側和車身側的耦合點，懸架側包括軸頭、轉向節(jié)、擺臂、彈簧、減振器、副車架等懸架系統(tǒng)，車身側包括裝飾車身（trimmed body，TB）和聲腔。輪心激勵或沿擺臂，經(jīng)由彈簧和減振器傳遞至懸架彈簧上端的車身接附點；或沿擺臂，副車架傳遞至副車架安裝位置處車身接附點，每個車身接附點都包含x，y，z三條路徑[13]。詳細傳遞路徑模型如圖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2 343 748個，單元1 904 550個。懸架系統(tǒng)中襯套剛度采用試驗測試的等效動剛度值，球鉸、傳動軸及萬向節(jié)結構按照實際情況正確釋放自由度。車身系統(tǒng)建模時對白車身、車門等部件進行了試驗模態(tài)對標。動力總成以集中質量形式模擬，懸置采用CBUSH單元模擬，剛度值為試驗測試結果，并進行模態(tài)試驗對標。聲腔模型包含空氣聲腔和座椅聲腔，采用四面體單元進行模擬，單元尺寸為70 mm，滿足20～200 Hz分析頻率對應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

將試驗測試的加速度幅值和相位信息加載到對應的軸頭處，進行車內(nèi)噪聲模擬計算，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）），仿真分析與試驗測試數(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確預測車內(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測試仿真分析和路徑疊加結果對比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果在70～200 Hz范圍內(nèi)幅值均低于試驗測試結果，其可能產(chǎn)生原因為懸架系統(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確所致。文中將以駕駛員右耳112 Hz處噪聲峰值為例進行傳遞路徑分析，確定其最大貢獻量路徑。

2.3 傳遞路徑貢獻量分析

模型中共存在22個車身接附點，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 車身接附點統(tǒng)計表Tab.2 Statistics of body attachment points

式中:Hi（ω）為第i條路徑從車身接附點到駕駛員右耳處的聲-振傳遞函數(shù)，可以由車身側CAE仿真模型計算得到；Fi（ω）為第i條路徑車身接附點處激勵力，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量。駕駛員右耳處噪聲路徑疊加結果與仿真分析結果的對比如圖6所示，兩條曲線基本重合，滿足傳遞路徑分析要求。

圖6 各路徑對駕駛員右耳噪聲（112 Hz）貢獻量圖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果與仿真結果幅值存在偏差，但對關注頻率下的峰值問題影響較小，推測其原因為參與疊加的傳遞路徑與實際情況不完全一致，未包含對結構路噪影響較小的經(jīng)傳動軸及發(fā)動機傳遞至車身的路徑。

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

3 結構優(yōu)化

針對左后減振器車身接附點x向這條路徑進行結構優(yōu)化，考慮到對整車操控性能的影響，樣車上將優(yōu)化方案同時施加到懸架左、右兩側。

匹配傳遞函數(shù)優(yōu)化法需首先對車身側聲-振傳遞函數(shù)和懸架側振-振傳遞函數(shù)進行分析，如圖7所示。

圖7 車身側身-振傳遞函數(shù)和懸架側振-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，其他頻率范圍相對均勻。

（2）懸架側振-振傳遞函數(shù)（原方案）在105～115 Hz存在明顯峰值，推測可能是由于結構共振引起。該路徑輪心加速度激勵依次經(jīng)過左后轉向節(jié)、左拖曳臂、左后減振器傳遞至車身接附點，修改三者之間的連接襯套的剛度值可以實現(xiàn)對懸架側傳遞函數(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行優(yōu)化，但同時會對整車的操控性能產(chǎn)生影響；而增加剛度支撐或動態(tài)吸振器方案則會提高生產(chǎn)成本。采用匹配傳遞函數(shù)法，結合車身側傳遞函數(shù)在120～130 Hz內(nèi)存在谷值的特性，提高懸架側連接襯套剛度，使懸架側傳遞函數(shù)105～115 Hz的峰值向120～130 Hz移動，以達到車內(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號襯套以及拖曳臂與轉向節(jié)相連的2號、3號襯套軸向均沿整車x向分布?？蓪ζ溥M行剛度修改以調(diào)整傳遞函數(shù)幅值的頻域分布，將3個襯套的橡膠硬度各提高5°，裝車進行噪聲測試，懸架側傳遞函數(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測試對比結果見圖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測試結果對比Fig.9 Comparison of test results at driver’s right ear before and after optimization

4 結 論

基于傳遞路徑分析理論，建立了整車NVH性能分析CAE模型，對車內(nèi)峰值噪聲進行了傳遞路徑分析，并對最大貢獻路徑采有匹配傳遞函數(shù)法進行了結構優(yōu)化，得出如下結論:

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

（2）對112 Hz峰值噪聲進行傳遞路徑分析，識別出左后減振器車身接附點向為貢獻量最大的傳遞路徑。

（3）對于最大貢獻路徑，提高與拖曳臂相連的3個襯套剛度值，使懸架側與車身側傳遞函數(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）。