趙 春，邢玉濤，王弘巖

（眾泰汽車有限公司，浙江 杭州 241009）

隨著汽車越來(lái)越普及，消費(fèi)者開始更多地關(guān)注汽車的NVH（Noise Vibration Harshness，噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度）性能，并把NVH性能作為購(gòu)買汽車時(shí)重要的衡量因素。通過(guò)對(duì)汽車振動(dòng)噪聲的深入分析與研究，發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲已經(jīng)得到一定程度的有效控制［1-2］。而路面噪聲在整車噪聲中的影響在不斷地增大，尤其是電動(dòng)汽車中沒有發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)，路面噪聲顯得尤為明顯，直接影響到車內(nèi)人員的乘坐感受。因此，控制路面噪聲具有重要的工程意義。

根據(jù)噪聲傳播的方式不同，車輛路面噪聲通常可分為空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲。車輛在粗糙路上行駛時(shí)，輪胎受粗糙路面的激勵(lì)，由底盤和車身傳遞到車內(nèi)的噪聲稱為結(jié)構(gòu)路噪，通常頻率區(qū)間為20～400 Hz。輪胎與路面產(chǎn)生的摩擦聲通過(guò)空氣直接傳遞至乘員艙內(nèi)，稱為空氣噪聲，通常噪聲頻率區(qū)間大于600 Hz。本文重點(diǎn)對(duì)車內(nèi)的結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行研究，從激勵(lì)源和傳遞路徑上對(duì)問題產(chǎn)生的原因及影響因素進(jìn)行分析，提出可工程化方案的措施，并進(jìn)行了實(shí)車測(cè)試驗(yàn)證。

1 路面結(jié)構(gòu)噪聲產(chǎn)生機(jī)理

路面結(jié)構(gòu)噪聲主要是由于車輛在粗糙路面上行駛時(shí)，輪胎與路面的相互作用產(chǎn)生振動(dòng)通過(guò)懸架系統(tǒng)傳遞至車身，通過(guò)車身板件輻射及與乘員艙聲腔的耦合產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲，最終傳遞至人耳。路面結(jié)構(gòu)噪聲發(fā)生機(jī)理如圖1所示。由圖1可以看出激勵(lì)源為路面，傳遞路徑為輪胎、懸架及副車架，響應(yīng)為車身。

2 路面結(jié)構(gòu)噪聲控制策略

圖1 路面結(jié)構(gòu)噪聲發(fā)生機(jī)理

基于路面結(jié)構(gòu)噪聲的發(fā)生機(jī)理，可以從激勵(lì)源、傳遞路徑及響應(yīng)3個(gè)方面進(jìn)行控制。

1）激勵(lì)源控制 路面激勵(lì)作用于輪胎產(chǎn)生的振動(dòng)，主要通過(guò)輪胎的傳遞特性進(jìn)行控制。

2）傳遞路徑控制 優(yōu)化懸架的隔振性能、懸架結(jié)構(gòu)及襯套參數(shù)，減小懸架到車身安裝點(diǎn)的振動(dòng)傳遞。

3）車身響應(yīng)控制 包括懸架安裝點(diǎn)剛度及到車內(nèi)NTF的控制，車身整體、局部模態(tài)的解耦等。

以上控制方法中，輪胎和懸架參數(shù)的優(yōu)化可能會(huì)與操穩(wěn)及平順性產(chǎn)生沖突，需綜合平衡各方面性能。本文將從輪胎、懸架及車身3個(gè)方向?qū)β访娼Y(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化。

3 某車型路面結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化

某款開發(fā)中的SUV在粗糙路面上行駛時(shí)，主觀評(píng)價(jià)車內(nèi)低頻聲音嚴(yán)重，并且整體噪聲偏大，嚴(yán)重影響車內(nèi)乘坐舒適性。采用LMS噪聲測(cè)試設(shè)備對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，通過(guò)對(duì)噪聲不同頻率下的峰值進(jìn)行分析，并進(jìn)行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，降低該車路面結(jié)構(gòu)噪聲，達(dá)到整車NVH的開發(fā)目標(biāo)。

3.1 車內(nèi)噪聲問題分析

測(cè)試車輛在粗糙路面上以40 km/h的速度行駛，前排駕駛員位置噪聲頻譜如圖2所示。由圖2可以看出噪聲在46 Hz、80 Hz、120 Hz及210 Hz處存在4個(gè)明顯的峰值，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 600 r/min，對(duì)應(yīng)的2階激勵(lì)為53 Hz，噪聲頻譜中并沒有該頻率下的峰值，說(shuō)明車內(nèi)噪聲的主要激勵(lì)源來(lái)自路面激勵(lì)。

圖2 駕駛員位置噪聲頻譜圖

3.2 路面結(jié)構(gòu)噪聲源識(shí)別

測(cè)試輪輞中心點(diǎn)的振動(dòng)，測(cè)試數(shù)據(jù)如圖3所示。其中46 Hz左右X向（整車前后方向）有明顯振動(dòng)峰值，80 Hz左右XYZ 3個(gè)方向都有明顯的振動(dòng)峰值，120 Hz左右Y向（整車左右方向）有明顯峰值，200 Hz左右Z向（整車上下方向）有明顯峰值，與車內(nèi)噪聲峰值頻率有較好的對(duì)應(yīng)關(guān)系。

圖3 輪心振動(dòng)頻率圖

相關(guān)研究表明：輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)通常在46～60 Hz左右［3］，在車輛行駛過(guò)程中容易被輪胎與路面之間X向的摩擦力激勵(lì)起來(lái)，通過(guò)懸架傳遞至車身。實(shí)測(cè)輪胎在自由狀態(tài)下的頻率為53 Hz，而在車輛運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下的輪胎扭轉(zhuǎn)方向模態(tài)會(huì)有一定的偏差［4］。

輪胎在80 Hz左右存在上下跳動(dòng)的模態(tài)，不同尺寸和結(jié)構(gòu)的輪胎上下跳動(dòng)的模態(tài)也不一樣，通常輪胎的側(cè)壁結(jié)構(gòu)對(duì)該模態(tài)影響較大［5］。

采用相同規(guī)格不同結(jié)構(gòu)的輪胎，車內(nèi)噪聲出現(xiàn)200 Hz峰值的頻率基本不變，說(shuō)明該頻率的峰值噪聲與輪胎和輪輞形成的空腔模態(tài)有關(guān)。通過(guò)公式（1），計(jì)算出聲腔模態(tài)頻率為205 Hz。

式中：r ——從車輪中心到輪胎空腔斷面重心的距離；ρ——輪胎空腔內(nèi)的空氣密度；c——音速；E——輪胎空腔內(nèi)的空氣體積彈性模量。

由于在車輛行駛過(guò)程中輪胎的滾動(dòng)半徑不斷變化，輪胎的空腔也隨著滾動(dòng)半徑的變化而變化，因此輪胎的實(shí)際空腔模態(tài)也隨著車速的變化而不斷變化，并且受聲學(xué)多普勒效應(yīng)的影響，會(huì)出現(xiàn)2個(gè)峰值的現(xiàn)象，這與車內(nèi)該頻率下的噪聲特征吻合。

通過(guò)濾波回放發(fā)現(xiàn)46 Hz和80 Hz左右峰值是造成車內(nèi)低頻聲音偏大的主要原因。本文將重點(diǎn)對(duì)46 Hz和80 Hz兩個(gè)頻率峰值進(jìn)行分析及優(yōu)化。

3.3 路面結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化

3.3.1 輪胎結(jié)構(gòu)優(yōu)化

輪胎是路面結(jié)構(gòu)噪聲產(chǎn)生源頭，輪胎的結(jié)構(gòu)如圖4所示。相關(guān)研究表明輪胎的側(cè)壁剛度對(duì)低頻噪聲有較大影響，具體體現(xiàn)在輪胎上包括三角膠的高度、硬度及胎圈包線反包高度等。針對(duì)目前輪胎對(duì)胎面形狀、橡膠厚度及胎側(cè)部位結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，詳細(xì)方案見表1。各方案輪胎車內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果如圖5所示，測(cè)試結(jié)果表明方案C低頻綜合表現(xiàn)優(yōu)于其它輪胎，最終采用方案C輪胎。

圖4 輪胎結(jié)構(gòu)示意圖

表1 不同方案輪胎

圖5 不同輪胎車內(nèi)噪聲頻譜

3.3.2 底盤襯套優(yōu)化

懸架的結(jié)構(gòu)和襯套參數(shù)對(duì)路面結(jié)構(gòu)噪聲有較大影響，前期設(shè)計(jì)應(yīng)該充分考慮各部件之間的模態(tài)解耦，后期調(diào)教需要優(yōu)化襯套參數(shù)，但同時(shí)與其他性能平衡。通過(guò)調(diào)整部分襯套橡膠硬度（表2），實(shí)現(xiàn)與操穩(wěn)及舒適性平衡，同時(shí)車內(nèi)噪聲在150 Hz和250 Hz左右改善效果顯著，如圖6所示。

表2 底盤襯套優(yōu)化方案

圖6 底盤襯套優(yōu)化車內(nèi)噪聲

3.3.3 車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化

輪胎的振動(dòng)最終傳遞至車身，通過(guò)板件輻射及與乘員艙聲腔的耦合產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲，最終傳遞至人耳，對(duì)板件的振動(dòng)控制在路面結(jié)構(gòu)噪聲控制中起到至關(guān)重要的作用。測(cè)試轉(zhuǎn)向節(jié)上不在同一個(gè)平面上的4個(gè)點(diǎn)振動(dòng)及點(diǎn)到輪心的傳遞函數(shù)，通過(guò)計(jì)算獲得輪心載荷。建立完整的整車CAE模型，如圖7所示。

將輪心載荷輸入到輪心處，計(jì)算車內(nèi)噪聲，并根據(jù)測(cè)試數(shù)據(jù)修正CAE模型，確保模型的準(zhǔn)確性。圖8為CAE模型及修正后的模型計(jì)算的車內(nèi)噪聲與實(shí)車測(cè)試的數(shù)據(jù)對(duì)比，仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果基本一致，說(shuō)明CAE模型能真實(shí)模擬實(shí)車狀況。

圖7 整車CAE模型

圖8 CAE分析與實(shí)測(cè)結(jié)果

針對(duì)車內(nèi)46 Hz噪聲峰值進(jìn)行貢獻(xiàn)量仿真分析，發(fā)現(xiàn)前風(fēng)擋玻璃的貢獻(xiàn)量最大。模態(tài)分析結(jié)果顯示前風(fēng)擋玻璃與橫梁模態(tài)47 Hz，結(jié)果如圖9所示，聲腔模態(tài)分析結(jié)果為45 Hz，正好與前風(fēng)擋玻璃模態(tài)耦合，造成車內(nèi)噪聲46 Hz左右的峰值。因此，需要對(duì)前風(fēng)擋玻璃安裝橫梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

圖9 前風(fēng)擋玻璃與橫梁模態(tài)

對(duì)于風(fēng)擋玻璃橫梁結(jié)構(gòu)與聲腔耦合產(chǎn)生的噪聲，一是優(yōu)化橫梁，使風(fēng)擋玻璃模態(tài)與聲腔模態(tài)實(shí)現(xiàn)解耦；二是通過(guò)加強(qiáng)結(jié)構(gòu)減小橫梁的振動(dòng)，從而降低車內(nèi)噪聲。綜合考慮車輛開發(fā)周期及成本，決定采用加強(qiáng)橫梁及在橫梁上增加吸振器的方案，來(lái)降低車內(nèi)46 Hz噪聲峰值。前橫梁優(yōu)化方案如圖10所示。方案1在橫梁兩側(cè)分別增加支架，起到加強(qiáng)橫梁的作用，方案2在橫梁中間位置增加吸振器，減小橫梁振動(dòng)的峰值。通過(guò)CAE仿真分析橫梁中心點(diǎn)處的原點(diǎn)導(dǎo)納，振動(dòng)峰值降低明顯，如圖11所示。實(shí)車驗(yàn)證如圖12所示，主觀評(píng)價(jià)低頻聲改善明顯，基本可接受。

圖10 前橫梁優(yōu)化方案

圖11 優(yōu)化方案對(duì)比分析

4 結(jié)論

針對(duì)某車型在粗糙路面上行駛時(shí)產(chǎn)生的低頻噪聲，通過(guò)對(duì)噪聲產(chǎn)生的激勵(lì)及傳遞路徑進(jìn)行分析，對(duì)低頻聲200Hz以內(nèi)的幾個(gè)噪聲峰值優(yōu)化，通過(guò)優(yōu)化前風(fēng)擋玻璃橫梁結(jié)構(gòu)改善47Hz左右峰值，通過(guò)輪胎優(yōu)化改善80Hz左右峰值，通過(guò)底盤襯套參數(shù)調(diào)整，優(yōu)化車內(nèi)205Hz左右峰值，最終使車輛的低頻路面結(jié)構(gòu)噪聲得到較大改善，提升了整車的乘坐舒適性。

圖12 優(yōu)化方案對(duì)比測(cè)試