張志達(dá) 謝然 毛華兵

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

1 前言

NVH 性能是反映汽車品質(zhì)的重要指標(biāo)。近年來，汽車NVH 性能控制技術(shù)發(fā)展迅速，汽車整體舒適性得到了大幅提升。但是路噪問題一直存在，尤其是路面激勵(lì)產(chǎn)生的低頻壓耳噪聲，會(huì)使人疲勞和煩躁，嚴(yán)重時(shí)會(huì)影響乘員身心健康。

目前，針對(duì)路面激勵(lì)導(dǎo)致的低頻壓耳噪聲，大多開展傳遞路徑分析[1-2]，主要通過控制車身模態(tài)及面板響應(yīng)[3-4]來降低壓耳噪聲，沒有解釋載荷對(duì)低頻壓耳噪聲的影響。本文在明確低頻壓耳噪聲產(chǎn)生機(jī)理的基礎(chǔ)上，基于傳遞力特性研究懸架激勵(lì)力控制方法，通過整車仿真分析判斷噪聲主要傳遞路徑，并通過改善底盤懸架載荷，改善低頻壓耳噪聲問題，最后通過實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證該方法的有效性。

2 路面激勵(lì)低頻壓耳噪聲產(chǎn)生機(jī)理

整車路面激勵(lì)導(dǎo)致的低頻壓耳感是路面隨機(jī)激勵(lì)經(jīng)底盤件（輪胎、懸架）傳遞到車身過程中，懸架模態(tài)與車身鈑金件模態(tài)或后背門模態(tài)耦合產(chǎn)生的[5]，主要頻率為20～50 Hz，傳遞原理如圖1所示。激勵(lì)源是輪胎，輪胎在路面上行駛時(shí)，受到路面縱向（X向）激勵(lì)，繞輪心旋轉(zhuǎn)模態(tài)被激勵(lì)，如圖2所示。

圖1 低頻壓耳聲傳遞機(jī)理

圖2 輪胎旋轉(zhuǎn)模態(tài)示意

3 工作載荷識(shí)別理論

動(dòng)剛度法載荷識(shí)別模型如圖3 所示，該模型描述了底盤（源）和車身（響應(yīng)）2 個(gè)獨(dú)立子系統(tǒng)，底盤和車身間用襯套連接。其中：節(jié)點(diǎn)1 和節(jié)點(diǎn)2為底盤內(nèi)部節(jié)點(diǎn)，節(jié)點(diǎn)3 和節(jié)點(diǎn)4 為車身內(nèi)部節(jié)點(diǎn)；為在底盤子系統(tǒng)上施加的外力分別為子系統(tǒng)之間的相互作用力；分別為子系統(tǒng)之間施加的力產(chǎn)生的位移響應(yīng)；為車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)聲壓級(jí)（Sound Pressure Level，SPL）響應(yīng)。

圖3 動(dòng)剛度法載荷識(shí)別模型

根據(jù)圖3中子系統(tǒng)傳遞特性可得：

根據(jù)平衡條件可得：

對(duì)于結(jié)構(gòu)噪聲，工作載荷的獲取方法有直接法、動(dòng)剛度法和矩陣求逆法。直接法需要安裝力傳感器，實(shí)際應(yīng)用較少。動(dòng)剛度法是利用彈性元件動(dòng)剛度計(jì)算載荷的一種方法。工作載荷受力可以利用彈性元件動(dòng)剛度與位移相乘得到[6]，可表示為：

式中，K為襯套動(dòng)剛度。

將式（1）～式（3）帶入式（4）可得：

由式（5）可知，車身側(cè)受力與底盤接附點(diǎn)傳遞函數(shù)、車身接附點(diǎn)傳遞函數(shù)和襯套動(dòng)剛度相關(guān)。底盤和車身結(jié)構(gòu)確定后，可以通過改變襯套剛度參數(shù)改善車身接附點(diǎn)受力。

根據(jù)系統(tǒng)傳遞特性可得車內(nèi)聲壓級(jí)響應(yīng)為：

將式（5）帶入式（6），可得：

由式（7）可知，通過降低襯套剛度參數(shù)可以降低車內(nèi)人耳處響應(yīng)。

4 路噪問題診斷及優(yōu)化

4.1 整車有限元建模及分析

本文采用虛擬試驗(yàn)場(chǎng)和高精度輪胎模型開展路噪仿真。虛擬試驗(yàn)場(chǎng)建模是通過特定的設(shè)備將試驗(yàn)場(chǎng)地表面的形貌記錄下來并轉(zhuǎn)換為可加載的激勵(lì)信號(hào)的建模方法。本文采用的輪胎模型由輪胎、輪胎空腔及車輪3個(gè)部分組成，可在0～300 Hz范圍內(nèi)準(zhǔn)確模擬輪胎的力傳遞特性。在此基礎(chǔ)上，本文建立了精度較高的整車有限元模型，如圖4所示。

圖4 某車輛整車有限元模型

在數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)階段，針對(duì)某車輛路噪性能進(jìn)行仿真分析，采用粗糙瀝青路面譜信息，隨機(jī)激勵(lì)加載方式。該車前懸架為麥弗遜懸架，后懸架采用扭力梁結(jié)構(gòu)，仿真車速為60 km/h，駕駛員位置人耳處聲壓頻譜分解結(jié)果如圖5所示。

圖5 整車路噪仿真結(jié)果

4.2 傳遞路徑分析

圖5 中主要存在4個(gè)峰值（32 Hz、120 Hz、150 Hz、210 Hz），其中32 Hz 為低頻噪聲，超標(biāo)嚴(yán)重，主觀感受是存在壓耳感，影響乘員體驗(yàn)。本文針對(duì)該頻段峰值進(jìn)行傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）[6]。

32 Hz噪聲TPA 結(jié)果如圖6所示，貢獻(xiàn)量最大的2 個(gè)路徑分別是扭力梁左、右側(cè)襯套安裝點(diǎn)X向。進(jìn)一步分析32 Hz 處的噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function，NTF）以及該點(diǎn)載荷受力，結(jié)果如圖7、圖8 所示。從圖7 中可以看出，扭力梁左、右側(cè)襯套安裝點(diǎn)X向聲壓級(jí)為50 dB（A），滿足指標(biāo)要求，而這2個(gè)安裝點(diǎn)X向載荷力較大。

圖6 32 Hz噪聲傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析結(jié)果

圖7 32 Hz噪聲傳遞函數(shù)值分析結(jié)果

圖8 32 Hz節(jié)點(diǎn)載荷分析結(jié)果

根據(jù)工作載荷識(shí)別理論，車身側(cè)受力與底盤接附點(diǎn)傳遞函數(shù)、車身接附點(diǎn)傳遞函數(shù)和襯套動(dòng)剛度參數(shù)相關(guān)。該車輛車身接附點(diǎn)動(dòng)剛度（Input Point Intertancle，IPI）如圖9所示，滿足設(shè)計(jì)要求。因此，可以通過降低扭力梁襯套剛度來改善車身接附點(diǎn)受力，從而達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的目的。

圖9 32 Hz車身接附點(diǎn)動(dòng)剛度分析結(jié)果

4.3 優(yōu)化方案

扭力梁襯套是純橡膠結(jié)構(gòu)襯套，襯套X向動(dòng)特性如圖10所示，在32 Hz處動(dòng)剛度達(dá)到5000 N/mm。由工作載荷識(shí)別理論可知，通過降低襯套剛度可以改善車身接附點(diǎn)受力，從而改善低頻壓耳噪聲問題。

圖10 扭力梁橡膠襯套動(dòng)特性

在整車仿真模型中，將襯套X向動(dòng)剛度降低50%，仿真分析對(duì)比結(jié)果如圖11 所示。襯套剛度降低后，32 Hz處聲壓級(jí)幅值降低3 dB(A)，但阻尼也會(huì)同時(shí)降低，從而帶來沖擊余振過大的問題[7]。為了解決低頻壓耳噪聲問題，且不犧牲沖擊余振性能，選擇采用液壓襯套。液壓襯套具有低頻阻尼大、剛度小的特性。

圖11 扭力梁襯套動(dòng)剛度對(duì)比分析結(jié)果

扭力梁橡膠和液壓襯套動(dòng)特性對(duì)比情況如圖12 所示，由圖12 可知，在32 Hz 處液壓襯套剛度為1800 N/mm，液壓襯套滯后角為46°，該襯套參數(shù)滿足低頻低動(dòng)剛度、高阻尼的性能要求。

圖12 扭力梁橡膠和液壓襯套動(dòng)特性

4.4 效果驗(yàn)證

將液壓襯套裝車進(jìn)行驗(yàn)證，如圖13 所示，測(cè)試工況為車速60 km/h 粗糙路，測(cè)試位置為駕駛員人耳處。測(cè)試數(shù)據(jù)顯示，在32 Hz 處聲壓級(jí)峰值降低4 dB(A)，如圖14 所示。通過對(duì)比評(píng)價(jià)，低頻壓耳聲改善明顯，主觀評(píng)價(jià)可以接受。

圖13 扭力梁液壓襯套

圖14 車速60 km/h粗糙路駕駛員人耳處聲壓頻譜

5 結(jié)束語

本文針對(duì)某車型低頻壓耳噪聲問題，闡述了其產(chǎn)生機(jī)理，并通過降低懸架載荷改善了低頻壓耳噪聲問題，最后通過實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證了方法的有效性。主要結(jié)論如下：

a.車內(nèi)壓耳噪聲產(chǎn)生的主要原因是，輪胎受到路面X向激勵(lì)，輪胎繞輪心旋轉(zhuǎn)模態(tài)被激勵(lì)，該模態(tài)與車身鈑金局部模態(tài)（如頂棚、地板）或背門模態(tài)耦合，車內(nèi)產(chǎn)生低頻壓耳噪聲。

b.通過工作載荷識(shí)別動(dòng)剛度法，獲得車身接附點(diǎn)受力，在底盤和車身結(jié)構(gòu)確定的情況下，通過改變襯套剛度參數(shù)改善車身接附點(diǎn)受力，可以達(dá)到改善車內(nèi)低頻噪聲的目的。

c. 利用液壓襯套低頻阻尼大、剛度小的特性，在改善車內(nèi)低頻壓耳噪聲問題的同時(shí)，也可改善沖擊余振性能。