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車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑識(shí)別與優(yōu)化

2021-09-29 09:40:23·  來(lái)源：汽車NVH之家  
　
作者 | 高 煜，婁小寶，周禾清，董 良，楊銘杰；寧波吉利汽車研究開(kāi)發(fā)有限公司摘要：本文中利用傳遞路徑分析方法對(duì)車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑進(jìn)行了識(shí)別和優(yōu)化
作者 | 高 煜，婁小寶，周禾清，董 良，楊銘杰；寧波吉利汽車研究開(kāi)發(fā)有限公司

摘要：本文中利用傳遞路徑分析方法對(duì)車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑進(jìn)行了識(shí)別和優(yōu)化。首先建立了車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析模型，并基于該模型，找出對(duì)車內(nèi)的輪胎空腔噪聲貢獻(xiàn)量占優(yōu)的傳遞路徑；接著通過(guò)CAE仿真確定了這些傳遞路徑上需要優(yōu)化的部件，提出優(yōu)化方案；最后對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。結(jié)果表明，所提出的優(yōu)化方案很好地抑制了車內(nèi)輪胎空腔噪聲，驗(yàn)證了采用傳遞路徑分析方法來(lái)優(yōu)化車內(nèi)輪胎空腔噪聲的可行性和有效性。

前言
隨著發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)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(lái)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(xiàng)乘坐舒適性指標(biāo)。

輪胎空腔噪聲是輪胎/路面噪聲的一個(gè)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(lì)產(chǎn)生特定頻率的共振，該共振通過(guò)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(huì)嚴(yán)重影響駕乘人員的舒適性。

文獻(xiàn)［2］～文獻(xiàn)［9］中對(duì)輪胎空腔噪聲的產(chǎn)生機(jī)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(guò)對(duì)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(duì)輪胎的激勵(lì)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(kāi)展的輪胎空腔噪聲優(yōu)化，有時(shí)會(huì)帶來(lái)輪胎的制動(dòng)、操控等其他性能的降低，使整車性能不易平衡。

除了從激勵(lì)來(lái)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(kāi)展的研究工作較少。其主要原因是，由于車輛有4個(gè)（或多個(gè)）輪胎，且輪胎空腔共振通過(guò)底盤(pán)懸掛系統(tǒng)的多條路徑傳遞到車身的多個(gè)連接點(diǎn)，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(shí)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(duì)多輸入多輸出系統(tǒng)進(jìn)行分析，能識(shí)別出某個(gè)振動(dòng)或聲源到特定接收點(diǎn)的傳播路徑和貢獻(xiàn)量，可幫助工程師有針對(duì)性地開(kāi)展噪聲改善工作。而車身與懸掛系統(tǒng)的車身側(cè)連接點(diǎn)，是輪胎力從懸掛系統(tǒng)傳遞到車身的輸出點(diǎn)，可綜合體現(xiàn)底盤(pán)懸掛系統(tǒng)對(duì)輪胎/路面激勵(lì)力的傳遞作用。因此，本文中利用傳遞路徑分析方法，通過(guò)分析懸掛與車身側(cè)各連接點(diǎn)對(duì)車內(nèi)輪胎空腔噪聲的貢獻(xiàn)量，識(shí)別出主要傳遞路徑，并通過(guò)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(yàn)證。驗(yàn)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(diǎn)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(duì)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(duì)應(yīng)的聲學(xué)載荷。開(kāi)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(duì)應(yīng)的工作載荷。由于輪胎空腔共振噪聲主要是通過(guò)結(jié)構(gòu)傳播，因此下面對(duì)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。
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(dòng)部件（如動(dòng)力總成），并斷開(kāi)耦合系統(tǒng)（如底盤(pán)懸掛），然后利用力錘或激振器在源（如車身側(cè)連接點(diǎn)）處直接激勵(lì)，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(duì)應(yīng)的聲學(xué)響應(yīng)計(jì)算得到結(jié)構(gòu)傳播路徑的傳遞函數(shù)。基于互易原理，也可在目標(biāo)處通過(guò)體積速度聲源激勵(lì)，并同步測(cè)量各源附近處的加速度響應(yīng)，進(jìn)而計(jì)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(guò)力錘直接激勵(lì)來(lái)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(shí)際工況下作用在源（如懸掛與車身側(cè)各連接點(diǎn)）處的力。獲取結(jié)構(gòu)工作載荷的方法有直接測(cè)量法、動(dòng)態(tài)復(fù)剛度法和矩陣求逆法等方法，而在對(duì)車內(nèi)輪胎/路面噪聲分析過(guò)程中，常用的方法是矩陣求逆法［13-14］。
使用矩陣求逆法時(shí)，需要在源的附近布置一些參考點(diǎn)，然后按照1.1節(jié)的方式獲取源和參考點(diǎn)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(guò)加速度傳感器測(cè)得的參考點(diǎn)處的振動(dòng)信號(hào)。假設(shè)工作載荷為F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)n組成的向量，參考點(diǎn)處的響應(yīng)為 X1，X2，…，Xm組成的向量，則工作載荷可通過(guò)式（2）計(jì)算得到。


式中｛Hm，n｝＝｛Xm｝/｛Fn｝，表示從激勵(lì)｛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(lì)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(dú)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(guò)懸掛系統(tǒng)與車身側(cè)各連接點(diǎn)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(guò)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。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(diǎn)的傳遞路徑示意圖
該車底盤(pán)懸掛系統(tǒng)與車身的連接點(diǎn)共有14處，如表1所示。在進(jìn)行傳遞路徑測(cè)試時(shí)，只考慮3個(gè)平動(dòng)自由度而忽略3個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度，故共有42個(gè)傳遞路徑。
移除懸掛系統(tǒng)、副車架及各主動(dòng)端，在車身端的14個(gè)連接點(diǎn)處，分別從x，y，z 3個(gè)方向進(jìn)行激勵(lì)，共獲得42個(gè)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(cè)試場(chǎng)景如圖2所示。

表1 懸掛與車身連接點(diǎn)名稱和對(duì)應(yīng)標(biāo)號(hào)




圖2 傳遞路徑測(cè)試
在進(jìn)行振-聲傳遞函數(shù)測(cè)試時(shí)，在激勵(lì)點(diǎn)的車身側(cè)附近布置兩個(gè)三向加速度傳感器，作為工作載荷識(shí)別的參考點(diǎn)，因此同時(shí)測(cè)量得到了84×42個(gè)振-振傳遞函數(shù)，組成了式（2）中的｛Hm，n｝矩陣。再結(jié)合實(shí)際工況實(shí)驗(yàn)過(guò)程中的參考點(diǎn)的響應(yīng)，就可根據(jù)式（2）計(jì)算得到車身側(cè)結(jié)構(gòu)傳播路徑的42個(gè)工作載荷Fi（i＝1～42）。將 NTFi和 Fi帶入式（1）即可計(jì)算得到車內(nèi)駕駛員左耳的合成聲壓，也可計(jì)算每條路徑對(duì)駕駛員左耳聲壓的貢獻(xiàn)量。
3 車內(nèi)輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析和優(yōu)化應(yīng)用實(shí)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(lì)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(zhǎng)有關(guān)。
未接地的輪胎內(nèi)部空腔，可以近似看作是一個(gè)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(jì)算。


式中：c為氣體介質(zhì)內(nèi)的聲速；L c為空氣腔的中心周長(zhǎng)。


圖3 未變形時(shí)的1階空腔模態(tài)振型
在車輛靜止時(shí)，輪胎與地面接觸后，輪胎空腔的截面面積不再連續(xù)，會(huì)形成圖4所示的截面變化。該變形會(huì)導(dǎo)致前后（聲傳播方向和輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)方向同向）和上下（聲傳播方向和輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)方向反向）兩個(gè)方向的空腔共振模態(tài)。


圖4 接地變形時(shí)的空腔模型
當(dāng)振型是前后方向時(shí)，接地點(diǎn)位置處為振動(dòng)節(jié)點(diǎn)，此時(shí)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(duì)應(yīng)的頻率可用式（4）近似計(jì)算。


式中：l cp為輪胎接地長(zhǎng)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(shí)，接地點(diǎn)處為振動(dòng)反節(jié)點(diǎn)，此時(shí)輪胎空腔內(nèi)聲波的1階模態(tài)振型如圖6所示，其對(duì)應(yīng)的頻率可用式（5）近似計(jì)算。




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(gè)共振頻率f0變?yōu)閮蓚€(gè)頻率 f1和 f2，并且 f2＞f1。
當(dāng)輪胎滾動(dòng)時(shí)，由于多普勒效應(yīng)，輪胎空腔的兩個(gè)共振頻率會(huì)隨輪胎的滾動(dòng)頻率產(chǎn)生進(jìn)一步的變化：式中Ω＝v/L為輪胎的滾動(dòng)頻率，v為車速，L為輪胎外周長(zhǎng)。


本文中研究車輛在粗糙路面以60 km/h的速度勻速行駛時(shí)，車內(nèi)駕駛員左耳噪聲測(cè)試結(jié)果和輪胎總成轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)加速度，測(cè)試結(jié)果如圖7所示?？梢钥吹?，不管是噪聲信號(hào)還是振動(dòng)信號(hào)在180和198 Hz兩個(gè)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(zhǎng)L c約為1.8 m，接地長(zhǎng)度 l cp約為0.17 m。按照式（4）～式（7），可估算出輪胎的兩個(gè)空腔共振頻率約為178和200 Hz，與圖7中實(shí)測(cè)的兩個(gè)峰值基本對(duì)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(cè)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(diǎn)測(cè)試的實(shí)際工況數(shù)據(jù)，計(jì)算得到各車身連接點(diǎn)的工作載荷，結(jié)合車身側(cè)懸掛連接點(diǎn)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(diǎn)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(jì)算合成的噪聲值，其趨勢(shì)和幅值大小與實(shí)測(cè)值吻合很好。其中，合成噪聲值在400 Hz之前與實(shí)測(cè)值的趨勢(shì)和幅值都吻合；而在400 Hz之后，合成噪聲值的趨勢(shì)基本與實(shí)測(cè)值吻合，僅幅值較實(shí)測(cè)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(shí)測(cè)噪聲的對(duì)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(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量逐漸增加。


圖8 合成噪聲值與實(shí)測(cè)值對(duì)比
圖9 為懸掛系統(tǒng)與車身連接處各點(diǎn)對(duì)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?，輪胎的空腔共振激勵(lì)通過(guò)所有車身點(diǎn)向車內(nèi)傳遞能量，故需要找出對(duì)車內(nèi)空腔噪聲的聲能貢獻(xiàn)量較大的一個(gè)或多個(gè)點(diǎn)，有針對(duì)性地開(kāi)展優(yōu)化工作。


圖9 各路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量
將各車身連接點(diǎn)的貢獻(xiàn)量按其對(duì)應(yīng)的部件合并計(jì)算，可得到通過(guò)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(guò)左、右上控制臂與車身連接點(diǎn)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(duì)應(yīng)的輪胎空腔噪聲優(yōu)勢(shì)峰值頻率180和198 Hz處，左、右上控制臂與車身連接點(diǎn)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(diǎn)路徑的貢獻(xiàn)量?jī)H次于上控制臂點(diǎn)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(duì)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(diǎn)的激勵(lì)輸入是 180～200 Hz頻段內(nèi)和198 Hz峰值處噪聲的主要來(lái)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(lì)從輪心通過(guò)上述兩個(gè)部件傳遞到車內(nèi)。故下一步可先對(duì)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(lì)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(shí)驗(yàn)驗(yàn)證
對(duì)上控制臂及與其有共同傳播路徑的轉(zhuǎn)向節(jié)總成開(kāi)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(duì)應(yīng)的工作模態(tài)振型，振動(dòng)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(dòng)響應(yīng)較小，無(wú)對(duì)應(yīng)的工作模態(tài)振型。


圖12 前懸系統(tǒng)模態(tài)計(jì)算
故可以判斷，上控制臂與車身連接點(diǎn)路徑對(duì)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(lái)減小其對(duì)車身的力傳遞。
對(duì)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?jī)蓚€(gè)方向進(jìn)行，如增加上控制臂的整體或局部點(diǎn)的質(zhì)量，或改變上控制臂的造型，通過(guò)增加加強(qiáng)筋等手段增加其剛性。由于增加加強(qiáng)筋的方案實(shí)現(xiàn)周期較長(zhǎng)，因此選擇了增加質(zhì)量的方案來(lái)驗(yàn)證上述分析的正確性，示意圖如圖13所示。在C和D點(diǎn)處各添加1 kg的附件質(zhì)量后，再進(jìn)行測(cè)試驗(yàn)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(duì)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(yàn)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(duì)車內(nèi)輪胎空腔噪聲的傳遞路徑進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，識(shí)別出車內(nèi)輪胎空腔噪聲的主要傳播路徑；接著對(duì)貢獻(xiàn)量占優(yōu)的傳遞路徑，通過(guò)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(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)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(yàn)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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