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    車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑識別與優(yōu)化

    2019-11-02 02:52:08婁小寶周禾清楊銘杰
    汽車工程 2019年10期
    關(guān)鍵詞:連接點空腔傳遞函數(shù)

    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。

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