[摘要]：通過 分析某車型的路噪問題，確認該車輛行駛在粗糙路面和石塊路面時，車內(nèi)的相關路噪問題。采用試驗傳遞路徑分析方法，獲得各傳遞路徑對路噪的貢獻量，鎖定產(chǎn)生主要貢獻量的相關系統(tǒng)部件。利用已有的整車CAE模型 ，對整車模型進行ODS分析，根據(jù)陣型結果找到對峰值影響較大的部件，并快速驗證。結合試驗和CAE手段，制定合理的優(yōu)化方案，從而提升整車路噪性能。

關鍵詞：路噪，傳遞路徑分析（transfer path analysis，TPA），ODS分析，CAE分析Key words: Road Noise, TPA, ODS Analysis, CAE

前言

隨著汽車技術的不斷發(fā)展，消費者對汽車的NVH性能有了越來越高的要求，其中在中低速行駛時的路噪性能越來越受消費者的關注，是汽車用戶對汽車品質(zhì)最敏感的主觀感受之一。高品質(zhì)的汽車一定要有高品質(zhì)的路噪性能特性，因此在整車NVH性能開發(fā)過程中，對路噪問題的研究就顯得至關重要。本文針對某車型的路噪問題通過傳遞路徑分析的方法，對輪胎、懸架、副車架及其與車身連接點等進行試驗傳遞路徑分析，結合整車CAE模型仿真分析，從各個傳遞路徑中鎖定主要的能量貢獻路徑，找出主要的貢獻部件，從而對路噪性能進行優(yōu)化。

1 路噪問題分析

某車型前懸架為麥弗遜式獨立懸架，后懸架為多連桿獨立懸架，在粗糙路面和石塊路面行駛時，主觀評價評價后排有明顯的Drumming Noise（隆隆聲），嚴重影響整車的舒適性，直接影響整車的NVH性能。在粗糙路面上60km/h行駛時，對該車進行客觀測試，并與目標車對比分析，  發(fā)現(xiàn)在車內(nèi)前排151Hz附近和  后排213Hz附近存在明顯噪聲峰值?？陀^測試數(shù)據(jù)如圖1所示，注：紅色實線是該車型的前排噪聲數(shù)據(jù)，綠線虛線是該車后排噪聲數(shù)據(jù)。

2 路噪產(chǎn)生的機理

路噪主要是路面激勵輪胎產(chǎn)生的噪聲，根據(jù)傳遞路徑的不同，路噪分為空氣傳遞噪聲和結構傳遞噪聲，傳遞圖如下圖2所示：主要機理如下：輪胎胎面以及道路的空腔形成“氣泵效應”，當輪胎接觸地面時，胎面或者道路空腔離聚集的空氣受到擠壓突然外流，當輪胎離開道路接觸面時，空氣將突然流入，在這個“氣泵效應”過程中產(chǎn)生噪聲，主要是通過空氣傳播傳如車內(nèi)[1]。路面對  輪胎的激勵產(chǎn)生的結構噪聲來自兩個方面，一方面是路面通過接觸面對輪胎不斷地局部壓縮和釋放產(chǎn)生垂向力，另一方面是路面與輪胎橡膠在接觸面不斷地滾擠和釋放產(chǎn)生縱向激勵力。路面對輪胎的激勵力經(jīng)過輪胎內(nèi)空腔和輪輞的耦合系統(tǒng)傳遞到車軸，從車軸傳遞到底盤懸架系統(tǒng)，進而傳遞到車身，傳入車內(nèi)。

3 試驗TPA路噪分析

3.1 傳遞路徑分析（TPA）原理傳遞路徑分析的主要思想就是將機械系統(tǒng)簡化為“源-路徑-響應點”的模型，如圖3所示。系統(tǒng)被分為主動側和被動側，主動側包含了噪聲和振動源，被動側包括響應點。激勵力即作用于被動側上的力和聲壓作為系統(tǒng)的輸入。傳遞函數(shù)（FRFs）用來表示激勵力和響應點之間的關系，傳遞路徑的動力學特性通過FRF表示在TPA模型中，目標點響應可表示為：

其中，為激勵力，表示由振動源作用在機械系統(tǒng)上的結構載荷；為體積加速度，表示由聲源作用在機械系統(tǒng)上的聲載荷；表示激勵力i或聲源j到響應點k的頻響函數(shù)。目標點的響應由結構貢獻和空氣聲貢獻疊加而成，本文針對結構傳遞的路噪進行分析優(yōu)化控制。TPA分析方法最重要的步驟是得到準確的激勵力、及傳遞函數(shù)FRFs。傳遞函數(shù)FRFs通常是通過力錘和標準聲源作為已知激勵，再測量目標點處的響應得到。對于激勵力的獲得，本文采用逆矩陣法，由被動側參考點響應乘以傳遞函數(shù)矩陣H的偽逆得到載荷力：

其中，H!"為傳遞函數(shù)矩陣，表示激勵力i到被動側參考點j的傳遞函數(shù)。F!和傳遞函數(shù)的測量方法一樣。a!表示激勵源附近的被動側參考點在運轉工況下的響應[3-4]。最后，傳遞函數(shù)FRFs和激勵力合成目標點的響應信號公式（1），每條路徑的貢獻可由此分析得到。3.2 TPA路噪試驗分析在粗糙路面上以60km/h勻速行駛，測試從車輪、懸架彈簧、減振器及與車身連接點振動加速度，同時測試車內(nèi)前后排目標點的聲壓級，動態(tài)工況下各傳遞路徑振動加速度測試試驗照片如圖3、圖4、圖5所示。

在半消聲室內(nèi)測試各傳遞路徑到車內(nèi)前后排目標點聲振傳遞函數(shù)和各個傳遞路徑激勵力到各自參考自由度的振振傳遞函數(shù)。在用利錘測試頻響函數(shù)時，需要拆除車輪、懸架，用以消除各系統(tǒng)激勵力耦合的影響；用力錘分別敲擊懸架系統(tǒng)與車身連接點的x、y、z 三個方向，同時測量車內(nèi)前后排目標點的聲壓信號和各個激勵點參考自由度的振動加速度響應信號，傳遞函數(shù)試驗照片如圖6所示。

將試驗測得的各路徑激勵處到各參考自由度的頻響函數(shù)和在粗糙路面以60km/h行駛時各參考自由度的加速度信號帶入公式（2），可以計算得到60km/h勻速行駛時各傳遞路徑的激勵力。將各傳遞路徑的激勵力和各激勵點到目標點的聲振傳遞函數(shù)帶入公式（1），可以得到由路面激勵輪胎產(chǎn)生的結構傳遞路噪聲的合成噪聲。如圖7、圖8所示，車內(nèi)前后排目標點實測噪聲值和用TPA模擬計算的數(shù)據(jù)吻合，可見TPA的計算結果可信。根據(jù)公式（1），可以計算出各傳遞路徑對車內(nèi)路噪的貢獻量。分別針對問題進行貢獻量分析，如圖7、圖8所示給出了151Hz和213Hz附近各路徑對車內(nèi)路噪的貢獻量。從圖7可以看出左后拖曳臂Z向對車內(nèi)151Hz附近車內(nèi)路噪在路徑上貢獻比較大，從圖8可以看出左側后懸下控制臂Z向對車內(nèi)213Hz附近車內(nèi)路噪在路徑上貢獻比較大。需要對這兩條路徑進行優(yōu)化，來控制車內(nèi)路噪。

4 CAE仿真分析4.1 CAE分析在路噪分析中的應用整車CAE分析能夠快速鎖定問題，并提供有效優(yōu)化方向，以下闡述整車CAE分析對路噪改進的貢獻。整車模型有以下部分組成：模態(tài)車輪+底盤模型+TB模型+聲腔模型，其中模態(tài)車輪模型是由詳細車輪模型減縮而來，且考慮了輪胎壓力、軸荷和輪胎聲腔與結構的耦合，將重點說明。4.2 模態(tài)車輪創(chuàng)建在動態(tài)分析中，使用相對較少自由度的車輪模型來代替真實的輪胎和輪輞，這個模型就是模態(tài)車輪模型。建立詳細車輪模型，包括：輪胎和輪轂。輪轂由CAD數(shù)據(jù)生成；輪胎胎面從輪胎的剖切面獲得，整合輪胎和輪轂的兩部分。如圖9 所示。有限元模擬時使用實體單元和殼單元，橡膠材料使用CHEX(8)、CPENTA(6)和CTETRA(4)單元，材料卡片為MAT1，增強層使用CTRIA3和CQUAD4單元。圖10展示了輪胎模型的截面。

車輪的胎壓為2.2bar，前后軸荷分別為462.5kg和320kg，自由模態(tài)分析時需要考慮這些邊界條件。由于輪胎材料參數(shù)的不確定性，分析值不能很好的和試驗值吻合，需要進一步優(yōu)化模型。使用SOL 200[5]優(yōu)化方法，使分析模型和自由模態(tài)相匹配。優(yōu)化模型考慮胎壓和軸荷引起的車輪變形，因為這些邊界條件會使輪胎變形，剛度產(chǎn)生變化，使用Nastran求解序列Sol 106[5]，處理這個非線性過程。使用非線性分析的結果作為優(yōu)化分析的輸入，設定優(yōu)化函數(shù)。

a為CAE模型分析頻率，it為試驗模態(tài)頻率。最終優(yōu)化結果是CAE模型模態(tài)值與試驗匹配，分析FRF與試驗一致。具體結果見表1及圖11。

由于詳細輪胎模型自由度較多，且需要考慮胎壓、軸荷及輪胎聲腔和結構的耦合，搭載在整車模型中計算動態(tài)響應，會使計算模型十分復雜。對詳細車輪模型進行減縮，可以得到模態(tài)模型，大大提高計算效率。減縮過程如下：定義輪胎與地面的接觸區(qū)域；生成計算輪胎模態(tài)矩陣的關鍵字；計算胎壓和接觸區(qū)域的輪胎變形模型；計算及輸出變形輪胎的質(zhì)量和剛度矩陣。完成模型減縮后，需要重新驗證減縮模型的準確性，計算減縮模型的FRF曲線和模態(tài)，并與試驗值進行對比。4.3 路噪及ODS分析首先進行整車路噪分析，在車輪接地面施加通用載荷，獲得車內(nèi)的聲壓響應。

參照試驗結果，  155Hz和211Hz與車內(nèi)相關噪聲峰值有比較明顯的相關性，應該進行優(yōu)化。在整車狀態(tài)下，進行使用Nastran的SOL 108求解序列進行ODS分析，ODS分析結果顯示155Hz和211Hz時，拖曳臂的陣型明顯，認為拖曳臂的振型對這兩個峰值貢獻度

考慮到底盤件與操穩(wěn)關聯(lián)度較大，不建議從拖曳臂本體進行優(yōu)化，而對拖曳臂與車身安裝點進行優(yōu)化，增加局部剛度，減少底盤力往車身上的傳遞。另外，可以減弱拖曳臂襯套的剛度，同樣可以減少力傳遞。5 優(yōu)化方案試驗驗證結合CAE分析結果，從結構噪聲傳遞的特性出發(fā)，需要考慮激勵力的貢獻和聲振傳遞函數(shù)的貢獻。分析發(fā)現(xiàn)左后拖曳臂和左側后懸下控制臂的激勵貢獻大于其對車內(nèi)路噪的傳遞函數(shù)的貢獻。因此從激勵力的角度優(yōu)化左后拖曳臂和左側后懸下控制臂。提高左后拖曳臂與車身連接點的剛度，減小激勵力，降低車內(nèi)路噪。針對左側后懸下控制臂影響，減小其與車身連接襯套的剛度，提升襯套隔振性能，降低車內(nèi)路噪，由于襯套剛度降低，下控制臂系統(tǒng)頻率有所降低。如圖16所示為提升左側后懸下控制臂與車身連接點剛度，圖17為左側后懸下控制臂襯套位置示意。優(yōu)化后車內(nèi)路噪改善效果如圖18和圖19所示，前排151Hz和后排213Hz附近噪聲分別降低了3.2dB（A）和10.3dB（A），車內(nèi)路噪明顯減小，主觀評價非常滿意，達到預期目標。

6 結論

應用試驗TPA結合整車CAE模型進行ODS分析的基礎上，得到以下結論：

（1）利用試驗TPA的分析計算云圖的結果，準確鎖定車內(nèi)路噪的主要貢獻路徑；結合整車CAE模型進行  ODS分析，快速準確的制定優(yōu)化方案。

（2）通過提高左后拖曳臂與車身連接點的剛度，減小左側后懸下控制臂橡膠襯套的剛度，有效的控制了結構傳遞的路噪聲，使車內(nèi)路噪得到有效控制。

作者：田明燦，張承志，莊惠敏，吳列，TABATA，曲婧瑤

作者單位：北京汽車股份有限公司汽車研究院

來源：2016汽車NVH控制技術國際研討會論文集