譚晶晶杜建科李洪亮蘇麗俐夏洪斌

（1.寧波大學(xué)，寧波 315211；2.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300）

基于傳遞路徑分析的乘用車路面噪聲優(yōu)化控制

譚晶晶1,2杜建科1李洪亮2蘇麗俐2夏洪斌2

（1.寧波大學(xué)，寧波 315211；2.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300）

為降低某國產(chǎn)新型SUV的路面激勵噪聲，利用傳遞路徑分析（TPA）法將試驗(yàn)與仿真相結(jié)合開展優(yōu)化分析。建立傳遞路徑分析模型，試驗(yàn)測量獲得了瀝青路面60 km/h工況下懸架系統(tǒng)車身安裝點(diǎn)激勵力，利用Hypermesh模擬計算確認(rèn)此工況下對車內(nèi)響應(yīng)影響較大的路徑為后懸架左、右橫拉桿與車身安裝點(diǎn)所在路徑，在此路徑上展開優(yōu)化，降低左、右橫拉桿襯套剛度并進(jìn)行了實(shí)車驗(yàn)證。結(jié)果表明，該方法有效降低了車內(nèi)噪聲，滿足目標(biāo)值要求。

1 前言

車內(nèi)噪聲主要來自發(fā)動機(jī)、車身振動、懸架系統(tǒng)及輪胎等，其中，路面對輪胎的激勵力通過懸架系統(tǒng)傳遞到車身，引起車身振動，從而向車內(nèi)輻射噪聲，已成為重要的噪聲源[1～3]。為了更好地控制車內(nèi)噪聲水平，需要研究各部件的不同激勵及其傳遞路徑，根據(jù)其貢獻(xiàn)量的大小采取相應(yīng)優(yōu)化措施，傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）方法可以有效解決這類問題。

本文利用TPA方法，將試驗(yàn)與CAE分析相結(jié)合，解決某新型乘用車車內(nèi)噪聲問題，研究車輛在光滑路面以60 km/h的速度行駛時路面噪聲對車內(nèi)噪聲的影響。路面噪聲主要通過輪胎激勵、懸架及其與車身連接點(diǎn)進(jìn)行能量傳遞，通過確定從不同路徑傳遞的激勵能量的比重，找出貢獻(xiàn)量最大路徑和起主要作用的零部件并進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，以降低車內(nèi)噪聲。

2 TPA基本理論

TPA方法基于系統(tǒng)為線性的假設(shè)，響應(yīng)點(diǎn)的聲壓或振動水平是激勵點(diǎn)以工作載荷激勵時能量沿不同路徑傳遞到車內(nèi)的能量的疊加[4]。系統(tǒng)總響應(yīng)可以表示為各傳遞路徑貢獻(xiàn)量的線性疊加[5]：

式中，Pk為乘員位置k處的總聲壓；Pijk為傳遞路徑i在j方向?qū)Τ藛T位置k總聲壓的部分貢獻(xiàn)量；Hijk為傳遞路徑i在j方向到乘員位置k的傳遞函數(shù)；Fij為傳遞路徑i在j方向的耦合激勵力。

由式（1）可知，在傳遞路徑分析中，需根據(jù)研究系統(tǒng)的不同明確各系統(tǒng)的不同耦合點(diǎn)（激勵點(diǎn)），并在耦合點(diǎn)位置獲取傳遞函數(shù)和耦合激勵力。

2.1 傳遞函數(shù)的測量

利用互易法[6～7]測量從激勵點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的結(jié)構(gòu)-聲學(xué)傳遞函數(shù)，將體積聲源置于目標(biāo)點(diǎn)，在激勵點(diǎn)處安裝加速度傳感器，結(jié)構(gòu)-聲學(xué)傳遞函數(shù)為：

式中，v為激勵點(diǎn)處的表面振動速度；Q為目標(biāo)點(diǎn)處的體積聲源體積速度。

2.2 激勵力的測量

本文中新車型懸架與車身安裝點(diǎn)為剛性連接，對于線性系統(tǒng)，由響應(yīng)Xi到輸入Fj的頻響函數(shù)為Hij=Xi/Fj，故激勵力可用矩陣求逆法求得：

式中，{FN}為耦合激勵力向量；{XM}為響應(yīng)點(diǎn)上的工作響應(yīng)向量；HMN為由輸入FN到響應(yīng)XM的頻響函數(shù)[8]。

3 路面噪聲試驗(yàn)

3.1 傳遞路徑模型建立

針對某款新型乘用車，主要研究由路面激勵通過不同路徑傳遞至車身振動所產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲。因此，認(rèn)為路面激勵經(jīng)由輪胎衰減傳遞至軸頭為主動端，由懸架系統(tǒng)傳遞至車身，懸架系統(tǒng)在車身上的安裝點(diǎn)為被動端，振動傳遞至車內(nèi)產(chǎn)生車內(nèi)響應(yīng)。由于懸架結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，懸架TPA模型主要分析前、后懸架和車身的安裝點(diǎn)。從激勵到車內(nèi)響應(yīng)的傳遞路徑如圖1所示。

圖1 路面噪聲傳遞路徑簡化模型

本文研究的車型前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，后懸架為多連桿式獨(dú)立懸架，共14個車身連接點(diǎn)，如圖2所示。每個激勵考慮x、y、z方向（與整車坐標(biāo)系相同），則共有42條傳遞路徑。

在建立的CAE的裝飾車身（Trimmed Body,TB）模型上建立聲腔模型，如圖3所示。TB模型中包括白車身、開閉件、副車架、質(zhì)量大于0.5 kg的附件。計算不同激勵點(diǎn)激勵20～200 Hz在駕駛員右耳處的響應(yīng)，根據(jù)式（1），車內(nèi)聲壓為：

式中，Hij為第i條傳遞路徑在j方向上的聲-振傳遞函數(shù)，可直接測得。

圖2 TPA模型建立

圖3 聲腔模型

3.2 試驗(yàn)步驟

試驗(yàn)分為2個部分：在整車半消音室測量各傳遞路徑到車內(nèi)相位參考點(diǎn)的聲-振傳遞函數(shù)和各安裝點(diǎn)主動端到指示點(diǎn)的頻響函數(shù)；在室外空曠光滑路面測得安裝點(diǎn)被動段各參考自由度的振動和車內(nèi)相位參考點(diǎn)的聲壓值。

試驗(yàn)步驟如下：

a.在駕駛員右耳和后排右側(cè)乘員左耳處布置麥克風(fēng)，在懸架和車身14個安裝點(diǎn)處布置加速度傳感器，同時左、右前輪軸頭和左、右后彈簧主動端、左、右后減振器主動端安裝加速度傳感器，前懸架測點(diǎn)位置如圖4所示。在室外開闊場地光滑路面以60 km/h的工況行駛，測得駕駛員右耳、后排右側(cè)乘員左耳聲壓和各加速度傳感器位置的振動加速度Xi。

b.加速度傳感器位置不變，拆除后橋、前、后懸架減振器、前、后懸架彈簧，將耦合激勵點(diǎn)解耦。

c.用力錘激勵懸架與車身安裝點(diǎn)，測得各傳遞路徑到目標(biāo)點(diǎn)的聲-振傳遞函數(shù)Hijk，同時測量各傳遞路徑激勵力到參考自由度的頻響函數(shù)HNM，用于激勵力的計算。

d.在LMS Test.Lab中計算出激勵力，將計算所得數(shù)據(jù)輸入所建CAE車身聲腔模型中，找出貢獻(xiàn)量最大的路徑，為優(yōu)化控制作準(zhǔn)備。

圖4 前懸架左、右測點(diǎn)位置

4 結(jié)果分析

將在整車半消音室測得的HNM和室外光滑路面勻速工況下測得的Xi代入式（3），在LMS中算出連接點(diǎn)耦合激勵力，并將所得激勵力帶入CAE模型中計算，與車內(nèi)聲壓實(shí)測值進(jìn)行對比，如圖5所示。由圖5可知，CAE計算值與實(shí)測值在20～200 Hz頻率范圍內(nèi)可以較好吻合。

圖5 車內(nèi)聲壓對比

車內(nèi)頻率在200 Hz以下的噪聲主要由路面激勵產(chǎn)生，但是200 Hz以上的部分還有其它噪聲源。計算各傳遞路徑的在低頻范圍內(nèi)的貢獻(xiàn)量，52 Hz、94 Hz附近出現(xiàn)明顯峰值。分析峰值頻率各傳遞路徑的貢獻(xiàn)量發(fā)現(xiàn)，左上連桿和右上連桿對2個峰值有較大的貢獻(xiàn)量。

計算2個連桿路面激勵力結(jié)果如圖6所示，由圖7可知，2個連桿在50 Hz和96 Hz附近頻段均有峰值，并具有較大激勵力，應(yīng)考慮對橫拉桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

圖6 左、右上連桿路面激勵力

首先，將橫拉桿車身安裝點(diǎn)激勵力降低10%，CAE模擬計算結(jié)果如圖7、圖8所示，單條路徑貢獻(xiàn)量有所降低，但車內(nèi)總聲壓值并未明顯下降。將同一位置安裝點(diǎn)激勵力分別降低20%和30%，模擬計算結(jié)果如圖9、圖10所示。

由圖9、圖10可知，車身響應(yīng)有效降低，達(dá)到預(yù)期目標(biāo)。由模擬計算結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，降低安裝點(diǎn)激勵力可以有效降低車內(nèi)響應(yīng)，指導(dǎo)實(shí)車優(yōu)化方案。

圖7 激勵力降低10%條件下單條路徑貢獻(xiàn)量

圖8 激勵力降低10%條件下車內(nèi)總響應(yīng)

圖9 降低激勵力20%條件下車內(nèi)總響應(yīng)

圖10 降低激勵力30%條件下車內(nèi)總響應(yīng)

5 優(yōu)化控制

為了找出連桿安裝點(diǎn)激勵力對車內(nèi)響應(yīng)的具體影響因素，同時對連桿進(jìn)行隔振率測試，連桿主、被動端振動如圖11所示，其均方根（Root Mean Square,RMS）值見表1。并沒有明顯將路面激勵的振動放大，因此排除連桿隔振性能不佳的原因，可以通過降低襯套剛度和提高安裝點(diǎn)動剛度的方式來降低上連桿安裝點(diǎn)的激勵力。

圖11 后懸架連桿的隔振率

表1 后懸架連桿隔振率均方根 dB

橫拉桿襯套剛度不僅影響懸架隔振，同時也影響整車行駛平順性，所以優(yōu)化過程中不宜使襯套剛度過低，故優(yōu)化手段可以選擇降低襯套剛度20%，達(dá)到預(yù)期效果即可，并重新進(jìn)行測試，將測試結(jié)果與原狀態(tài)測試結(jié)果進(jìn)行對比（見圖12），20～200 Hz頻段內(nèi)45 Hz和95 Hz頻率范圍聲壓均明顯降低，幅度約5 dB，達(dá)到預(yù)期優(yōu)化效果。

圖12 下橫拉桿橡膠襯套剛度降低20%條件下車內(nèi)響應(yīng)

6 結(jié)束語

針對某新車型利用TPA方法進(jìn)行車內(nèi)噪聲的優(yōu)化控制，將CAE與試驗(yàn)相結(jié)合，成功降低車內(nèi)噪聲約5 dB（A）。在本次優(yōu)化分析中，得以下結(jié)論：

a.由于懸架與車身為剛性連接，通過矩陣求逆法計算激勵力并擬合車內(nèi)聲壓值，計算的結(jié)果可行，能與試驗(yàn)數(shù)據(jù)較好地吻合；

b.TPA方法在用力錘敲擊獲取傳遞函數(shù)時，需要拆除懸架系統(tǒng)來解耦，提高試驗(yàn)精度；

c.由以上優(yōu)化手段可以發(fā)現(xiàn)，將CAE仿真與試驗(yàn)相結(jié)合可以節(jié)省分析時間。

1 Kim S J,Lee SK.Prediction of structure-borne noise caused by the powertrain on the basis of the hybrid transfer path.Journal of Automobile Engineering，2009，223（4）：485～502.

2 李華良，熊卉，萬攀，等.基于傳遞路徑分析的乘用車車內(nèi)噪聲數(shù)值模擬.汽車工業(yè)研究，2015（9）：49～54.

3 王萬英，靳曉雄，彭為，等.輪胎振動噪聲結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析.振動與沖擊，2010，29（6）：88～95.

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8 劉東明，項(xiàng)黨，羅清，等.傳遞路徑分析技術(shù)在車內(nèi)噪聲與振動研究與分析中的應(yīng)用.噪聲與振動控制，2007，27（4）：73～77.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年8月7日。

Passenger Car Road Noise Optimization and Control Based on Transfer Path Analysis

Tan Jingjing1,2,Du Jianke1,Li Hongliang2,Su Lili2,Xia Hongbin2
（1.Ningbo University,Ningbo 315211;2.China Automotive Technology and Research Center,Tianjin 300300）

To reduce road excitation noise of a new SUV localized in China,we used Transfer Path Analysis(TPA) method,combined test with simulation for optimization analysis.By establishing TPA model,we obtained the excitation force of car body’s mount point through test measurement under speed of 60 km/h.Through Hypermesh calculation,we confirmed that under this condition,the left and right tie rod on the rear suspension as well as the path of the body mount point affected the interior response substantially,and optimization was made to this path,which reduced bushing stiffness of the left and right tie rod,the results showed that this method reduced interior noise effectively,and met requirement of target value.

Transfer path analysis method,Road noise,Hypermesh,Lower tie rod

傳遞路徑分析法 路噪 Hypermesh 下橫拉桿

U463.1；TB535

A

1000-3703（2017）03-0019-05