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基于輪心載荷的整車路噪分析與優(yōu)化研究

2020-10-14 09:35:35·  來源：新能源車振動(dòng)與安全  
　
摘要：為在設(shè)計(jì)研發(fā)階段優(yōu)化國(guó)內(nèi)某型MPV汽車路面噪聲問題，建立整車有限元模型。通過試驗(yàn)測(cè)得樣車在實(shí)際道路上行駛時(shí)汽車轉(zhuǎn)向節(jié)處的加速度，結(jié)合逆矩陣法、主成
摘要：為在設(shè)計(jì)研發(fā)階段優(yōu)化國(guó)內(nèi)某型MPV汽車路面噪聲問題，建立整車有限元模型。通過試驗(yàn)測(cè)得樣車在實(shí)際道路上行駛時(shí)汽車轉(zhuǎn)向節(jié)處的加速度，結(jié)合逆矩陣法、主成分分析法，利用Virtual.Lab軟件求得路噪載荷激勵(lì)。將該激勵(lì)施加到CAE仿真模型對(duì)應(yīng)位置進(jìn)行計(jì)算分析，通過對(duì)比實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)驗(yàn)證仿真建模的有效性。并基于整車模型進(jìn)一步分析底盤關(guān)鍵部件對(duì)車內(nèi)聲壓的靈敏度，依據(jù)分析結(jié)果，給出調(diào)整前副車架剛度、前控制臂剛度、前減震器襯套剛度以及后車架剛度等的解決方案包。優(yōu)化后車內(nèi)噪聲各頻率峰值均有明顯降低，分貝值平均降低4.4 dB（A），對(duì)于縮短該型MPV開發(fā)周期和降低生產(chǎn)成本具有重要參考意義。
 
汽車是現(xiàn)代人類生活中必不可少的交通工具，隨著汽車的普及和人們生活水平的提高，汽車的NVH（Noise、Vibration、Harshness）性能即噪聲、振動(dòng)和舒適性已經(jīng)成為汽車業(yè)不斷追求的性能指標(biāo) [1] 。其中的噪聲問題不僅會(huì)影響車內(nèi)人員的乘車體驗(yàn)，還會(huì)對(duì)道路周邊環(huán)境造成噪聲污染問題 [2] 。所以盡可能降低汽車行駛中的噪聲是新車型投產(chǎn)前必須進(jìn)行的工作。
 
汽車的NVH是一個(gè)系統(tǒng)性的問題，涉及車身、懸架、動(dòng)力總成和傳動(dòng)系統(tǒng)等不同部件[3]，近年來，為提高汽車的NVH性能，不少研究者通過改進(jìn)不同的部件來控制車內(nèi)噪聲，如運(yùn)用動(dòng)力吸振器控制動(dòng)力總成的振動(dòng)[4]、優(yōu)化車門密封[5]、優(yōu)化懸架襯套剛度[6]、后橋加裝扭轉(zhuǎn)減震器[7]、調(diào)整離合器剛度和阻尼[8]等。隨著新能源汽車的普及，消費(fèi)者愈發(fā)關(guān)注沒有發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲覆蓋情況下更加突出的路面噪聲。
 
汽車的路面噪聲產(chǎn)生的機(jī)理主要可分為結(jié)構(gòu)傳播和空氣傳播噪聲。前者主要是由于輪胎與路面相互作用及輪胎的變形而產(chǎn)生的噪聲通過空氣向各個(gè)方向輻射引起的，而后者是路面隨機(jī)激勵(lì)通過汽車結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射噪聲。對(duì)于降低路噪，前人也做了一些相關(guān)工作。沈偉等[9]通過整車的車內(nèi)噪聲測(cè)試和對(duì)輪胎的有限元分析，確定了車內(nèi)噪聲的根源為輪胎空腔共鳴噪聲，通過安裝動(dòng)力吸振器提升NVH性能。陳建中等[10]針對(duì)純電動(dòng)車建立包括輪胎在內(nèi)的整車路噪計(jì)算模型，基于路面譜方法進(jìn)行路噪的分析，計(jì)算在隨機(jī)載荷下的傳遞路徑，從而為前期設(shè)計(jì)優(yōu)化提供方案。Kido等[11]通過建立模態(tài)輪胎，以路面不平度為輸入進(jìn)行穩(wěn)態(tài)下的低頻路噪預(yù)測(cè)。但由于輪胎是一個(gè)強(qiáng)非線性結(jié)構(gòu)，且很難獲取建立模態(tài)輪胎模型所需要的詳細(xì)輪胎內(nèi)部結(jié)構(gòu)和材料參數(shù)，所以很難保證輪胎模型和整車模型的準(zhǔn)確性，所以也有很多研究人員采用試驗(yàn)和仿真相結(jié)合的方法[12-16]，基于實(shí)車采集的轉(zhuǎn)向節(jié)加速度響應(yīng)和仿真得到的輪心到測(cè)試點(diǎn)的傳函，提取車輪中心載荷，進(jìn)行特定工況下整車路噪仿真分析及優(yōu)化。
 
在某型MPV的研發(fā)設(shè)計(jì)階段，為達(dá)到有效降低車內(nèi)噪聲的目的，本文也結(jié)合仿真和試驗(yàn)，對(duì)該車型進(jìn)行有限元仿真建模并得到輪心至測(cè)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，測(cè)試在試驗(yàn)道路行駛環(huán)境中轉(zhuǎn)向節(jié)處的加速度響應(yīng)，通過逆矩陣的方法計(jì)算出4個(gè)輪心處的路噪載荷并作用于仿真模型的對(duì)應(yīng)位置。通過仿真分析比較實(shí)測(cè)響應(yīng)曲線和模擬計(jì)算響應(yīng)曲線，驗(yàn)證模型的有效性。在此基礎(chǔ)上，分析噪聲的可能來源，并針對(duì)這些來源提出相應(yīng)的優(yōu)化方案包，通過仿真分析對(duì)比優(yōu)化前后的試驗(yàn)效果，驗(yàn)證優(yōu)化方案的合理性。本研究的貢獻(xiàn)在于：
(1)建立整車的CAE模型，為提高仿真模型的精準(zhǔn)度，對(duì)關(guān)鍵部件進(jìn)行對(duì)標(biāo)修正；
(2)不考慮輪胎系統(tǒng)，采用逆矩陣法提取輪心載荷，得到整車在路面激勵(lì)下的車內(nèi)噪聲響應(yīng)，并與實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性和有效性；
(3)為了減少需要處理的數(shù)據(jù)量從而加速計(jì)算，利用主成分分析（PCA）將運(yùn)行工況的數(shù)據(jù)分解成獨(dú)立的分量；
(4)分析整車模型的底盤部分對(duì)車內(nèi)聲壓的靈敏度，給出相應(yīng)的優(yōu)化方案包，為在設(shè)計(jì)階段預(yù)測(cè)車內(nèi)的噪聲水平提供了依據(jù)。
 
1 建模及模型分析
1.1 整車有限元建模
依據(jù)整車的建模準(zhǔn)則建立整車有限元模型，包括內(nèi)飾車身、懸架系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)和傳動(dòng)系統(tǒng)等，如圖1所示。該整車模型包含1 804 195個(gè)節(jié)點(diǎn)，共2 477 193個(gè)單元。其中，厚度均勻且小于5 mm的薄板結(jié)構(gòu)件采用2D單元建模，厚度大于5 mm的結(jié)構(gòu)選用3D實(shí)體單元。2D單元三角形和四邊形的平均尺寸不超過10 mm，且最大單元尺寸小于25 mm。點(diǎn)焊通過六面體單元連接RBE3進(jìn)行模擬，螺栓連接通過RBE2單元模擬，膠連接用六面體單元連接相鄰的兩層板件模擬。
 
圖1 整車有限元模型
 
1.2 模型對(duì)標(biāo)描述
為了提高對(duì)實(shí)車的仿真度，對(duì)于整車建模而言，需要對(duì)一些關(guān)鍵性的組件做進(jìn)一步的對(duì)標(biāo)修正。本文選擇了對(duì)車輛前后減震彈簧部件、減震器部件以及底盤相關(guān)件進(jìn)行基于試驗(yàn)方法的修正建模。
汽車正常行駛在粗糙路面上時(shí)，其上安裝的減震彈簧行程較小，彈簧基本處于線性變形狀態(tài)。由于實(shí)車試驗(yàn)中測(cè)得的彈簧靜態(tài)剛度為30 N/mm，采用軟件模擬的方法，對(duì)彈簧模型垂直軸向施加30 N載荷，此載荷應(yīng)該產(chǎn)生1 mm位移。通過調(diào)整彈簧材料的彈性模量直至在30 N載荷激勵(lì)下產(chǎn)生相同位移量的方法來修正前后彈簧的材料屬性。按照類似的方法，對(duì)汽車減振器和地盤相關(guān)部件進(jìn)行了修正，以期達(dá)到模型仿真和試驗(yàn)結(jié)果相一致，見圖2。
 
圖2 減震彈簧
1.3 模型分析
為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，首先需要識(shí)別出輪心處的載荷（計(jì)算方法見下一節(jié)），將該識(shí)別出的載荷施加到仿真模型的輪心處，則可以得出測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)（見圖3）和舒適點(diǎn)的噪聲響應(yīng)（見圖4）。
經(jīng)過對(duì)比發(fā)現(xiàn)響應(yīng)曲線和實(shí)測(cè)曲線趨勢(shì)和峰值較為一致，吻合度較好，但由圖4可發(fā)現(xiàn)，在75 Hz～250 Hz區(qū)間，仿真計(jì)算值要低于測(cè)試值，原因?yàn)樵摲抡婺Ｐ拖鄬?duì)于樣車在已有成果[17]上進(jìn)行了優(yōu)化，主要變化來自于車門、尾門、地板等，均對(duì)聲壓級(jí)有重要貢獻(xiàn)，使得在90 Hz～200 Hz中頻段的噪聲問題得到明顯改善，因此總的來說，該模型能夠滿足仿真分析的精度要求，可以用于路面噪聲計(jì)算分析與優(yōu)化。
 
圖3 左前輪測(cè)試點(diǎn)（x方向）仿真和試驗(yàn)響應(yīng)對(duì)比
 
圖4 車內(nèi)舒適點(diǎn)噪聲響應(yīng)對(duì)比（駕駛員外耳）
 
2 整車路噪仿真分析
整車路噪仿真分析流程如圖5所示。通過試驗(yàn)的方法測(cè)得4個(gè)車輪轉(zhuǎn)向節(jié)處加速度，利用主成分分析技術(shù)選取主要貢獻(xiàn)階次，在仿真模型中直接計(jì)算輪心至響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，使用逆矩陣法識(shí)別路噪載荷，將該載荷施加到仿真模型的輪心處，從而進(jìn)行整車路噪響應(yīng)評(píng)估。
 
圖5 整車路噪仿真流程
 
2.1 路噪載荷識(shí)別-逆矩陣法
為通過整車模型有效預(yù)測(cè)車內(nèi)噪聲響應(yīng)，需準(zhǔn)確地識(shí)別輪心處的工作載荷?？捎玫墓ぷ鬏d荷識(shí)方法有直接測(cè)量法和間接測(cè)量法[18]，直接法僅適用于測(cè)量環(huán)境可控的實(shí)驗(yàn)室中，而在試車試驗(yàn)中工作載荷很難直接用力傳感器獲取，因此在實(shí)際應(yīng)用中間接測(cè)量法仍然是應(yīng)用最廣泛且最有效的方法。間接法主要有動(dòng)剛度法和逆矩陣法，動(dòng)剛度法原理簡(jiǎn)單，但是由于是基于彈性元件的動(dòng)剛度，便不可避免地增加了額外的動(dòng)剛度試驗(yàn)，同時(shí)當(dāng)耦合連接元件的剛度相對(duì)較大時(shí)，該方法獲取的工作載荷將存在較大誤差，而在近似剛性連接的情況下，其將徹底失效，因而也限制了其在實(shí)際中的應(yīng)用。逆矩陣法不同于以上兩種方法，是一種適用性更強(qiáng)的方法，其需要測(cè)試輸入與輸出之間的傳遞函數(shù)矩陣以及運(yùn)行工況下的輸出端的加速度響應(yīng)向量，采用數(shù)值計(jì)算方法求解結(jié)構(gòu)載荷向量，通過系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程[19]可知：
 
其中：am為第m個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)加速度，F(xiàn)n為第n個(gè)激勵(lì)的結(jié)構(gòu)載荷，Hmn為第n個(gè)激勵(lì)到第m個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)。
利用求解力-加速度傳遞函數(shù)的廣義逆矩陣即可反求激勵(lì)點(diǎn)的工作載荷數(shù)據(jù)，如式(3)所示：
 
在實(shí)際測(cè)試中，由于激勵(lì)點(diǎn)和目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)的數(shù)量都是不確定的，即n≠m，因此式（3）中的“+”表示傳遞函數(shù)的廣義逆矩陣。由于傳遞矩陣有可能是病態(tài)的會(huì)造成載荷識(shí)別錯(cuò)誤，因此一般要求響應(yīng)的個(gè)數(shù)至少是輸入激勵(lì)個(gè)數(shù)的兩倍，即m≥2n。
 
2.2 主成分分析
因汽車路面噪聲是以4個(gè)車輪為激勵(lì)源，在激勵(lì)源相互影響、共同作用下產(chǎn)生，這就意味著：
（1）不同自由度的加速度響應(yīng)之間沒有固定的相位關(guān)系；
（2）需要測(cè)量多個(gè)參考加速度信號(hào)；
（3）汽車的內(nèi)部聲場(chǎng)由多個(gè)不相干現(xiàn)象組成；
（4）運(yùn)行工況測(cè)試數(shù)據(jù)需要解耦為獨(dú)立的現(xiàn)象（即進(jìn)行主分量分析）；
（5）需要單獨(dú)分析每個(gè)獨(dú)立現(xiàn)象，且每個(gè)獨(dú)立現(xiàn)象均可以疊加。
故汽車行駛過程中每個(gè)車輪輪心處受到的力可看作是由各個(gè)加速度傳感器處載荷的疊加作用所導(dǎo)致的。激勵(lì)源之間是部分相關(guān)關(guān)系，其相關(guān)程度取決于路面特性，為解決這種由多個(gè)激勵(lì)引起的耦合問題，需利用主成分分析（PCA）的方法將所受的力解耦為獨(dú)立且相互正交的分量。
進(jìn)行主成分分析計(jì)算時(shí)一般采用“奇異值解耦”的虛擬相關(guān)分析技術(shù)，即利用另一組虛擬正交基去表示所測(cè)得數(shù)據(jù)空間，將所測(cè)量得到的部分相關(guān)信號(hào)組利用奇異值分解（SVD）將其解耦為正交基分量（即主分量），然后其它所有測(cè)量位置的功率互譜信號(hào)都將被分解為相對(duì)于這些主分量的單個(gè)參考功率互譜，稱為“虛擬功率互譜”，利用對(duì)應(yīng)的主分量自譜來度量各功率互譜就可得到參考譜，稱之為虛擬參考譜[20]。
參考點(diǎn)X和響應(yīng)點(diǎn)Y的互功率譜為
 
假設(shè)響應(yīng)Y受到n個(gè)激勵(lì)源S1、S2、…、Sn的影響，如果可以完全分離出不相關(guān)的n個(gè)參考X1、X2、…Xn，即：
 
把多參考問題分解為多個(gè)不相關(guān)的單參考問題，所有的響應(yīng)Y相對(duì)于某一參考有定義明確的相位關(guān)系。
 
而在實(shí)際中不同的參考之間總是部分相關(guān)的，即式（6）矩陣中的非對(duì)角線上元素不為0，
 
采用奇異值分解法，將式（7）中的矩陣對(duì)角化，得到：
 
其中：為真實(shí)參考，X′為虛擬參考。
 
 
2.3 輪心載荷計(jì)算
從2.1節(jié)中使用逆矩陣法識(shí)別路噪載荷的方法可知(見式(3))，要想獲取輪心處的載荷，需要已知輪心至響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)以及響應(yīng)點(diǎn)的加速度，可分別采用仿真和試驗(yàn)的方式獲取。
一般是在消聲室環(huán)境下采用力錘激振法進(jìn)行傳遞函數(shù)測(cè)量，但由于是針對(duì)研發(fā)設(shè)計(jì)階段進(jìn)行研究，需要在樣車試驗(yàn)之前確定傳遞函數(shù)，因此直接基于整車模型分析強(qiáng)迫響應(yīng)，在仿真模型中相應(yīng)位置（4個(gè)輪心為輸入點(diǎn)，每個(gè)點(diǎn)三個(gè)方向）施以單位載荷的激振力，根據(jù)轉(zhuǎn)向節(jié)測(cè)點(diǎn)（16個(gè)測(cè)點(diǎn)，每個(gè)點(diǎn)三個(gè)方向）的響應(yīng)確定傳遞函數(shù)。以左前輪為例，軟件仿真所得激勵(lì)點(diǎn)（輪心）至目標(biāo)點(diǎn)（測(cè)點(diǎn)FRLE：01-04）Z向的傳遞函數(shù)曲線如圖6所示。
 
圖6 左前輪輸入點(diǎn)（輪心）到輸出點(diǎn)（轉(zhuǎn)向節(jié)）的傳遞函數(shù)曲線
通過試驗(yàn)的方法獲取汽車的加速度。選取有一定磨損的瀝青道路為試驗(yàn)路面，為減小發(fā)動(dòng)機(jī)和進(jìn)排氣噪聲的影響，汽車采用空擋滑行，滑行初速度為60 km/h，末速度為40 km/h。如圖7所示，在試驗(yàn)樣車上四個(gè)輪子的轉(zhuǎn)向節(jié)處不同位置分別安裝四個(gè)加速度傳感器，在試驗(yàn)路況下測(cè)得每個(gè)輪子對(duì)應(yīng)位置的振動(dòng)加速度。
采用LMSTest.Lab軟件對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，使用轉(zhuǎn)向節(jié)測(cè)點(diǎn)作為參考點(diǎn)，每個(gè)輪心處受到的力通過分解可以近似看成由12階主分量所合成（4個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)，每個(gè)節(jié)x、y、z三個(gè)方向，共同對(duì)每個(gè)輪心產(chǎn)生作用）。
 
圖7 加速度傳感器的安裝位置
無需對(duì)全部主分量進(jìn)行分析，為簡(jiǎn)化計(jì)算，選取主要貢獻(xiàn)階次進(jìn)行分析。表1列出了1～5階主分量線性疊加的和與總和，可以看出前4階主分量的和與總分量基本一致（各位置均達(dá)到98.6%以上），且前4階與前5階主分量和的差別很小（最大為0.18 dB），故選前4階主分量進(jìn)行主成分分析。
根據(jù)基于仿真得到的傳遞函數(shù)和基于試驗(yàn)得到的轉(zhuǎn)向節(jié)處的經(jīng)PCA分解后前4階主分量作用下的加速度響應(yīng)，由式（3）可得四個(gè)輪心處受到的載荷，以左前輪為例，如圖8所示。
 
圖8 識(shí)別出的左前輪輪心載荷（前4階主分量）
3 基于整車的優(yōu)化方案包
3.1 問題頻率點(diǎn)識(shí)別
將識(shí)別到的激勵(lì)按照對(duì)應(yīng)的加載點(diǎn)加載到有限元仿真模型上進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析，噪聲分析的結(jié)果如圖9所示，可以看出后排右側(cè)外耳位置噪聲高于60 dB（A），車內(nèi)噪聲峰值集中在41 Hz、51 Hz、53.5 Hz、85 Hz四個(gè)頻率處，故從這四個(gè)頻率點(diǎn)著手進(jìn)行優(yōu)化。
 
圖9 前中后排噪聲曲線
通過分析這些頻率點(diǎn)處汽車各關(guān)鍵部件的運(yùn)動(dòng)變形情況，確定可能對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量大的部件，對(duì)這些部件進(jìn)行基于靈敏度的分析，最終制定相對(duì)應(yīng)的優(yōu)化方案。
表1 部分階次分量累積均方根（RMS）
 
3.2 基于靈敏度分析的底盤優(yōu)化
對(duì)建立的整車仿真模型進(jìn)行ODS（Operational Deflection Shape，工作變形模態(tài)）分析，通過仿真試驗(yàn)汽車模型在四個(gè)主要關(guān)注頻率（41 Hz、51 Hz、53.5 Hz、85 Hz）處的運(yùn)動(dòng)變形情況，通過觀察不同部位剛度的改變對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，確定有效的優(yōu)化方案。分析表明，41 Hz處主要表現(xiàn)為前控制臂的運(yùn)動(dòng)變形，51 Hz處主要表現(xiàn)為前、后副車架的運(yùn)動(dòng)變形，53.5 Hz處主要表現(xiàn)為后副車架的運(yùn)動(dòng)變形，85 Hz處主要表現(xiàn)為前減震器的運(yùn)動(dòng)變形。
方案1：前副車架襯套剛度減半
通過采用該方案，在各主要峰值處噪聲控制均得到改善，前后排在51 Hz的峰值處優(yōu)化尤其明顯。
 
圖10 方案1靈敏度分析（駕駛員外耳處）
方案2：前控制臂與副車架連接襯套剛度減半
通過采用該方案，在各主要峰值處噪聲控制均得到改善，前后排在41 Hz的峰值處優(yōu)化明顯。
方案3：前減震器上襯套剛度加倍
通過采用該方案，前排和中排在85 Hz的峰值處噪聲控制得到明顯改善。
方案4：后副車架襯套剛度減半
通過采用該方案，51 Hz、53.5 Hz、85 Hz峰值處以及75 Hz～200 Hz范圍內(nèi)的車內(nèi)噪聲控制均得到明顯改善。
 
圖11 方案2靈敏度分析（駕駛員外耳處）
 
圖12 方案3靈敏度分析（駕駛員外耳處）
 
圖13 方案4靈敏度分析（駕駛員外耳處）
3.3 綜合優(yōu)化方案包
通過仿真試驗(yàn)，可以較為明顯地看出，對(duì)于降低車內(nèi)噪聲而言，改變前、后副車架連接襯套以及減震器襯套剛度等對(duì)抑制車內(nèi)噪聲有明顯的效果。將仿真試驗(yàn)中證明有效的優(yōu)化方案綜合成如表2所示的綜合方案包，基于該方案包進(jìn)行路噪仿真模擬，關(guān)注4個(gè)主要的問題頻率點(diǎn)，并分析優(yōu)化結(jié)果（如圖14所示）。
表2 綜合優(yōu)化方案包
 
表3 綜合優(yōu)化方案包效果
 
 
圖14 綜合優(yōu)化后的車內(nèi)噪聲對(duì)比（駕駛員外耳）
經(jīng)過仿真對(duì)比，優(yōu)化后的模型中在汽車駕駛員和后排乘客位置噪聲問題有顯著改善，主要噪聲頻率峰值明顯降低，優(yōu)化效果較好；前排和中排峰值均降低至55 dB以下，后排達(dá)到58 dB以下。主要問題頻率點(diǎn)41 Hz、51 Hz、53.5 Hz、85 Hz改善效果詳見表3。
4 結(jié)語
主要針對(duì)某型國(guó)產(chǎn)汽車行駛過程中的路面噪聲問題，進(jìn)行了有限元仿真，并通過試驗(yàn)對(duì)比的方法驗(yàn)證了模型的有效性。在此基礎(chǔ)上，對(duì)車內(nèi)噪聲來源進(jìn)行分析，并提出了若干優(yōu)化方案，經(jīng)過仿真模擬將其綜合為一個(gè)有效可行的優(yōu)化方案包。通過研究可以得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：
（1）建立的有限元仿真模型通過了路噪載荷試驗(yàn)的檢驗(yàn)，仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果一致性較好，驗(yàn)證了仿真建模的準(zhǔn)確性、有效性。
（2）將主分量分解（PCA）方法運(yùn)用到解決多個(gè)車輪之間部分相關(guān)的激勵(lì)問題有效可行，合理地利用多階主分量的前4階主分量來描述問題，可以在兼顧效率的同時(shí)保證精確性。
（3）對(duì)于本研究而言，降低前后副車架的剛度以及前控制臂與副車架連接襯套的剛度，提高前減震器上端襯套的剛度對(duì)于降低車內(nèi)不同位置處的噪聲有顯著效果，平均降低分貝值達(dá)4.4 dB（A）。
 
作者：曾慶懿1，汪海濤2，吉麗超2，李書陽(yáng)1，黃元毅1
1.上汽通用五菱汽車股份有限公司
2.西門子工業(yè)軟件（北京）有限公司
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