考慮輪胎、襯套力學(xué)特性的車輛振動(dòng)噪聲分析及優(yōu)化

雷 剛，陳志豪，趙 春，彭 帆，李 直

(重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 重慶 400054)

0 引言

隨著道路質(zhì)量的提升，車輛自身的NVH(noise、vibration and harshness)性能更加顯而易見(jiàn)，因此各大主機(jī)廠及零部件供應(yīng)商為了降低車身的振動(dòng)與乘員艙的噪聲都投入了巨大的人力物力[1]，而傳遞路徑分析法(transfer path analysis，TPA)作為改善車輛NVH性能的有效方法被廣泛應(yīng)用[2-3]。車輛某個(gè)位置的振動(dòng)與噪聲是各個(gè)激勵(lì)疊加的結(jié)果[4]，通過(guò)TPA獲取各條路徑對(duì)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量占比，針對(duì)貢獻(xiàn)量較大的路徑進(jìn)行優(yōu)化，從而達(dá)到減振降噪的目的。傳統(tǒng)的TPA以實(shí)驗(yàn)為核心，基于已研發(fā)出的物理樣車，通過(guò)試驗(yàn)手段獲取待測(cè)數(shù)據(jù)，這種方式雖相對(duì)精確但增加了時(shí)間成本[5-6]。VTPA針對(duì)車輛研發(fā)前期階段的虛擬樣車[7]，利用仿真方式對(duì)激勵(lì)源與響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行傳遞路徑分析，效率較高，但傳遞路徑分析方法是基于線性系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)的[8]，而車輛中諸如輪胎及底盤當(dāng)中的橡膠元件屬于非線性部件，這就導(dǎo)致VTPA仿真時(shí)獲取的傳遞函數(shù)不準(zhǔn)確，參考意義小。將車輛在A級(jí)路面上低速勻速行駛時(shí)的狀態(tài)作為待研究工況，這種情況下輪胎、襯套這類非線性元件的形變波動(dòng)量很小，與車輛的靜止?fàn)顟B(tài)基本無(wú)異，此時(shí)剛度值可以看作是定值，因此若將待研究的工況等效于車輛只受自重作用的靜止?fàn)顟B(tài)可以極大簡(jiǎn)化分析流程，并確定該剛度值將其代入到待研究工況中進(jìn)行VTPA分析可以提高仿真的精度。建立能表征輪胎、襯套非線性剛度特性的某車型的有限元聲固耦合模型，獲取車輛在自重下輪胎、懸架襯套上的力與力矩，計(jì)算出對(duì)應(yīng)的剛度值并代入模型，通過(guò)路徑選擇獲得合成的振動(dòng)與噪聲響應(yīng)并與頻率響應(yīng)法獲取的響應(yīng)對(duì)比來(lái)驗(yàn)證路徑選取的正確性。針對(duì)響應(yīng)峰值，進(jìn)行路徑貢獻(xiàn)量分析，從結(jié)構(gòu)入手，對(duì)貢獻(xiàn)量占比偏大的路徑進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到減振降噪的目的。

1 有限元建模與彈性元件的簡(jiǎn)化

1.1 結(jié)構(gòu)與聲腔建模

對(duì)整車進(jìn)行建模，有限元聲固耦合模型主要分為3部分：車身、底盤(前麥弗遜、后扭力梁懸架)和聲腔。整個(gè)工況基于路噪分析，因此對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)等動(dòng)力裝置采用集中質(zhì)量點(diǎn)簡(jiǎn)化同時(shí)賦予轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的方法進(jìn)行模擬[7]，車身與底盤中鈑金件采用尺寸為8 mm單元，為了確保模型精度，三角形單元控制在5%之內(nèi)，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜的數(shù)模及聲腔采用類型為Tetra的體單元，車身、底盤及聲腔如圖1—3所示。最終建成包括980 780個(gè)殼單元，5 218 641個(gè)體單元，部分材料參數(shù)如表1所示。

圖1 車身有限元模型

圖2 底盤有限元模型

表1 部分材料參數(shù)

1.2 彈性元件的簡(jiǎn)化

車輛的輪胎以及懸架總成中的橡膠襯套在動(dòng)載荷工況下剛度表現(xiàn)出明顯的非線性特性，為了提高仿真的精度，將該特性納入整個(gè)分析當(dāng)中是十分必要的。采用Cbush彈性單元模擬不考慮溫度影響且胎壓為250 kPa的車輛輪胎、麥弗遜懸架控制臂前后襯套、后扭力梁縱臂襯套，總計(jì)10處，將10處非線性剛度曲線以Tabled1格式輸入并使用Pbush卡片調(diào)用來(lái)完成參數(shù)的賦予。采用benchmark車型的輪胎及襯套剛度數(shù)據(jù)為依據(jù)，如圖4—6所示，襯套的數(shù)模、簡(jiǎn)化有限元模型如圖7—8所示(皆以麥弗遜懸架擺臂后襯套為例)。

圖3 聲腔有限元模型

圖4 輪胎Z向剛度曲線

圖5 襯套線剛度曲線

圖6 襯套轉(zhuǎn)動(dòng)剛度曲線

圖7 襯套數(shù)模示意圖

圖8 簡(jiǎn)化有限元模型示意圖

2 邊界條件的確定與分析計(jì)算

將待研究的工況等效為車輛自重下的靜止?fàn)顟B(tài)，對(duì)車輛輪胎的簡(jiǎn)化模型即Cbush單元的-Z向施加SPC全約束來(lái)模擬輪胎接地，如圖9所示。創(chuàng)建自重工況進(jìn)行非線性仿真計(jì)算，輸出10處非線性彈性元件的單元力與力矩，計(jì)算得到對(duì)應(yīng)的剛度值，各數(shù)據(jù)如表2—4所示。

圖9 輪胎簡(jiǎn)化模型示意圖

表2 輪胎上載荷與剛度值

表3 各個(gè)襯套所受力與力矩

3 振動(dòng)、噪聲響應(yīng)預(yù)測(cè)

將表4中各等效剛度值輸入模型，完成系統(tǒng)的線性轉(zhuǎn)化。以車輛質(zhì)心為坐標(biāo)原點(diǎn)，行駛方向?yàn)?X向，垂直于路面向上為Z向，行駛方向的右側(cè)為Y向。以主駕駛座椅4個(gè)安裝點(diǎn)和方向盤3點(diǎn)作為振動(dòng)響應(yīng)點(diǎn)，觀察座椅安裝點(diǎn)的Z向加速度、轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)的三向加速度；以主駕駛員和后排乘客耳側(cè)位置作為噪聲響應(yīng)點(diǎn)。在模擬輪胎接地點(diǎn)位置施加0～200 Hz的Z向路面激勵(lì)，對(duì)整車模型進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，運(yùn)用Optistruct求解器獲取對(duì)應(yīng)頻率范圍下的響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)與噪聲響應(yīng)曲線，分別如圖10—12所示，其中振動(dòng)峰值集中在前100 Hz，為方便觀察，振動(dòng)響應(yīng)截取0～100 Hz范圍。

表4 各個(gè)襯套剛度值

圖10 座椅安裝點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

圖11 轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

圖12 主駕駛與后排乘客耳側(cè)聲壓級(jí)曲線

根據(jù)頻響結(jié)果，在路面激勵(lì)下，主駕駛座椅右前、左后與右后側(cè)，以及轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)于63 Hz處出現(xiàn)明顯的加速度峰值，主觀振感明顯，同時(shí)153 Hz下駕駛員耳側(cè)的聲壓級(jí)大于臨界經(jīng)驗(yàn)值55 dB[9]，達(dá)到了58 dB，而后排乘客耳側(cè)在所關(guān)注頻率內(nèi)皆低于臨界值。

4 虛擬傳遞路徑分析

VTPA將系統(tǒng)分為“源-傳遞路徑-響應(yīng)點(diǎn)”3部分[10]，響應(yīng)點(diǎn)處產(chǎn)生的響應(yīng)為各激勵(lì)載荷沿著各條路徑到達(dá)響應(yīng)點(diǎn)能量的疊加[11]，可以用式(1)來(lái)表示。

(1)

式中：x為頻率；Respk代表第k個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的總響應(yīng)；n、m分別代表結(jié)構(gòu)、聲學(xué)載荷傳遞路徑數(shù)量；V、N分別代表激勵(lì)端至響應(yīng)點(diǎn)之間的振動(dòng)傳遞函數(shù)VTF、噪聲傳遞函數(shù)NTF；f、l分別代表作用于激勵(lì)端的結(jié)構(gòu)載荷與聲學(xué)載荷。

為了找出車輛產(chǎn)生NVH問(wèn)題的原因，對(duì)車輛進(jìn)行VTPA分析。將整車分為激勵(lì)端子系統(tǒng)與響應(yīng)端子系統(tǒng)即懸架于車身，2個(gè)子系統(tǒng)彈性或剛性相連，共13處接附點(diǎn)，編號(hào)如表5所示，每個(gè)接附點(diǎn)按照X、Y、Z3個(gè)方向傳遞振動(dòng)，共39個(gè)路徑。以駕駛員座椅4個(gè)安裝點(diǎn)和方向盤3點(diǎn)為振動(dòng)響應(yīng)輸出點(diǎn)，主駕駛與后排乘客耳側(cè)為噪聲響應(yīng)點(diǎn)，整車振動(dòng)與噪聲傳遞路徑分別如圖13所示。

表5 接附點(diǎn)編號(hào)

5 結(jié)果分析

VTPA分析獲取到的路徑合成振動(dòng)、噪聲響應(yīng)如圖14—16所示。

圖14 座椅安裝點(diǎn)路徑合成響應(yīng)曲線

圖15 轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)路徑合成響應(yīng)曲線

與圖10—12對(duì)比，合成響應(yīng)曲線與頻響曲線的危險(xiǎn)點(diǎn)頻率值相同，曲線趨勢(shì)一致，說(shuō)明路徑選擇準(zhǔn)確。針對(duì)座椅安裝點(diǎn)、轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)處進(jìn)行振動(dòng)傳遞路徑分析，對(duì)駕駛員耳側(cè)進(jìn)行噪聲傳遞路徑分析，獲取危險(xiǎn)頻率點(diǎn)下的路徑貢獻(xiàn)量，僅展示危險(xiǎn)頻率63 Hz下座椅右前側(cè)安裝點(diǎn)以及153 Hz下駕駛員耳側(cè)的噪聲路徑貢獻(xiàn)量如圖17—18所示，各位置及方向不同危險(xiǎn)頻率點(diǎn)下貢獻(xiàn)量較大的路徑如表6所示。

圖16 駕駛員耳側(cè)路徑合成響應(yīng)曲線

圖17 63 Hz座椅右前安裝點(diǎn)貢獻(xiàn)量直方圖

圖18 15 3Hz主駕駛耳側(cè)聲壓級(jí)貢獻(xiàn)量直方圖

表6 各危險(xiǎn)頻率點(diǎn)下貢獻(xiàn)量較大的路徑

根據(jù)結(jié)果來(lái)看，座椅的安裝點(diǎn)在危險(xiǎn)頻率63 Hz下貢獻(xiàn)量較大的路徑為后懸縱臂左前側(cè)(D2)及右前側(cè)(F2)的Y向；轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)63 Hz下貢獻(xiàn)量較大的路徑為縱臂右前側(cè)(F2)接附點(diǎn)Y向；駕駛員耳側(cè)153 Hz下貢獻(xiàn)量較大路徑為前懸左右兩側(cè)減振器上(A1、C1)接附點(diǎn)Z向。

6 分析及優(yōu)化

原點(diǎn)動(dòng)剛度分析法是降低車身振動(dòng)與噪聲最常用的方法[12]，針對(duì)出現(xiàn)問(wèn)題的路徑進(jìn)行接附點(diǎn)的原點(diǎn)動(dòng)剛度分析，觀察危險(xiǎn)頻率下的動(dòng)剛度結(jié)果是否達(dá)標(biāo)。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，接附點(diǎn)動(dòng)剛度達(dá)到10 000 N/mm時(shí)就表明該連接點(diǎn)有足夠的剛度抵御外界激勵(lì)，通過(guò)仿真計(jì)算，得到各接附點(diǎn)動(dòng)剛度值如表7所示，有關(guān)曲線如圖19所示(僅展示后懸縱臂左前側(cè)接附點(diǎn)即D2，Y向)。

表7 接附點(diǎn)動(dòng)剛度值

圖19 63 Hz后懸縱臂左接附點(diǎn)Y向動(dòng)剛度曲線

根據(jù)接附點(diǎn)動(dòng)剛度分析結(jié)果，縱臂左前側(cè)(D2)及右前側(cè)(F2)Y向動(dòng)剛度不達(dá)標(biāo)，推測(cè)其是導(dǎo)致63 Hz下座椅安裝點(diǎn)與轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)過(guò)大的原因，而左右減振器上側(cè)Z向路徑(A1、C1)動(dòng)剛度達(dá)標(biāo)，說(shuō)明動(dòng)剛度不是造成駕駛員耳側(cè)聲壓級(jí)過(guò)大的原因。針對(duì)D2、F2 2處接附點(diǎn)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。為了提高部件Y向剛度，在2處接附點(diǎn)附近增加2 mm厚的金屬加強(qiáng)件以增大結(jié)構(gòu)的Y向剛度，賦予表1中鋼的材料屬性并采用rbe2模擬螺栓連接，方案如圖20所示。

圖20 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案示意圖

添加加強(qiáng)件后進(jìn)行動(dòng)剛度計(jì)算得到縱臂左前側(cè)(D2)及右前側(cè)(F2)Y向動(dòng)剛度分別為11 740 N/mm與12 136 N/mm，滿足設(shè)計(jì)要求。對(duì)優(yōu)化后的模型進(jìn)行振動(dòng)頻響分析，觀察座椅安裝點(diǎn)與轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)的響應(yīng)，如圖21—24所示。

圖21 優(yōu)化前后右前側(cè)安裝點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

在后懸縱臂接附點(diǎn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，響應(yīng)點(diǎn)在63 Hz下的振動(dòng)情況明顯改善，說(shuō)明此方案有效。

圖22 優(yōu)化前后左后側(cè)安裝點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

圖23 優(yōu)化前后右后側(cè)安裝點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

圖24 優(yōu)化前后轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)振動(dòng)加速度曲線

153 Hz下主駕駛耳側(cè)聲壓級(jí)過(guò)大的問(wèn)題并非A1、C1處的動(dòng)剛度不足導(dǎo)致，需進(jìn)一步分析。以駕駛員耳側(cè)為響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，噪聲傳遞函數(shù)曲線以及模態(tài)貢獻(xiàn)量如圖25—26所示。

圖25 噪聲傳遞函數(shù)曲線

圖26 153 Hz下模態(tài)貢獻(xiàn)量直方圖

從計(jì)算結(jié)果來(lái)看，153 Hz下，噪聲傳遞函數(shù)出現(xiàn)明顯峰值，該頻率下對(duì)應(yīng)第35階模態(tài)頻率貢獻(xiàn)量較大，需要對(duì)車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)達(dá)到抑制該階模態(tài)的效果。對(duì)整車進(jìn)行模態(tài)分析，如圖27所示，發(fā)現(xiàn)35階模態(tài)下前車門內(nèi)部面板振動(dòng)較為劇烈，判定153 Hz下駕駛員耳側(cè)聲壓級(jí)較大的原因?yàn)樽笄败囬T內(nèi)部面板振動(dòng)對(duì)聲腔聲壓造成擾動(dòng)，因此需要對(duì)面板剛度進(jìn)行加強(qiáng)。

圖27 35階模態(tài)云圖

在左前側(cè)車門內(nèi)面板添加厚度為1 mm的“幾”字形加強(qiáng)梁，賦予表1中鋼的材料屬性，采用膠粘方式與內(nèi)板相連，方案如圖28所示。

圖28 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案示意圖

對(duì)整車進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，獲取的噪聲傳遞函數(shù)以及模態(tài)貢獻(xiàn)量如圖29—30所示。

圖29 優(yōu)化前后的噪聲傳遞函數(shù)曲線

圖30 優(yōu)化后153 Hz下模態(tài)貢獻(xiàn)量直方圖

結(jié)果顯示153 Hz處傳函峰值及35階模態(tài)貢獻(xiàn)占比相較于結(jié)構(gòu)優(yōu)化前明顯降低。通過(guò)噪聲頻響分析驗(yàn)證優(yōu)化效果，觀察主駕駛耳側(cè)的振動(dòng)響應(yīng)如圖31所示，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后153 Hz下的駕駛員耳側(cè)聲壓級(jí)為53.3 dB，相較于之前降低了近5 dB，優(yōu)化方案有效。

圖31 優(yōu)化前后聲壓級(jí)曲線

7 結(jié)論

1) 建立了整車NVH有限元仿真模型，提取了車輛自重下6處橡膠襯套和4處輪胎上的載荷，基于剛度曲線完成了非線性彈性元件的線性轉(zhuǎn)化，提高了整車級(jí)VTPA的準(zhǔn)確性；

2) 對(duì)主駕駛座椅、轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)的振動(dòng)以及駕駛員與后排乘客耳側(cè)的噪聲進(jìn)行VTPA分析，依據(jù)頻率響應(yīng)結(jié)果驗(yàn)證了路徑選擇的正確性。從結(jié)構(gòu)入手改善了63 Hz下座椅Z向與轉(zhuǎn)向盤3點(diǎn)X向振動(dòng)幅值，使153 Hz下主駕駛耳側(cè)聲壓級(jí)降低了5 dB。