基于路面激勵噪聲的車身NVH性能優化

相象文，張國寧

1.安徽交通職業技術學院，安徽 合肥 230051； 2.浙江吉利汽車研究院有限公司，浙江 寧波 315336

0 引言

隨著轎車的普及和人們生活水平的提高，汽車使用過程中的振動、噪聲和聲振粗糙度(noise，vibration，harshness，NVH)性能越來越多的受到消費者和主機廠的重視,NHV性能是衡量汽車乘坐舒適性的重要指標，主要指駕乘人員感受到的車內振動和噪聲，提升汽車NHV性能，需要改善產生振動和噪聲的零部件結構，控制其振動源和噪聲源。近幾年，國內自主品牌汽車在提升NVH性能方面進步較快，車內噪聲水平明顯下降。現階段路面激勵噪聲和風噪聲是車內噪聲的主要來源，其中路面激勵噪聲尤為明顯，此噪聲長時間作用于車內易引起駕乘人員的疲勞和煩躁，降低駕乘舒適性。路面激勵噪聲問題的分析和控制是整車質量控制的重要方面[1-2]。

降低路面激勵噪聲有多種方法，如車身使用加強板、敷設阻尼材料等。李仲奎等[3]采用加強板優化車身結構，提升車身局部剛度及NVH性能，但研究側重于初期仿真設計，未涉及樣車試驗及阻尼優化設計；鄭玲等[4]基于優化準則法，針對壁板阻尼減振降噪問題建立了拓撲優化模型，采用雙向漸進法得到了壁板阻尼材料減振降噪的優化布局，該研究給出了理論方面的指導，未提及實車驗證效果。

某轎車樣車在進行整車NVH性能主觀評價試驗時發現，以60 km/h的中等速度通過粗糙瀝青路面時后排座出現隆隆聲。通過四輪定位、輪胎動平衡等檢查和調整參數后，后排座的隆隆聲依然存在，可排除四輪定位失準和輪胎動平衡參數異常導致車內噪聲的可能性。將樣車空擋進行滑行檢驗，噪聲依然存在，排除了發動機異常振動引起的車內噪聲，因此引發車內噪聲的原因指向了路面激勵[5-9]。

本文分析路面激勵的傳遞路徑，利用計算機輔助工程(computer aided engineering，CAE)軟件對整車模型進行有限元仿真，分析車內噪聲峰值的主要頻率及對噪聲貢獻量大的結構板件，通過優化車身結構并進行實車試驗驗證優化方案，達到降低車內噪聲、提高車身NVH性能的目的。

1 路面激勵噪聲

路面激勵引起的噪聲分為0～100 Hz的低頻噪聲和100 Hz以上的高頻噪聲，低頻噪聲易引發駕乘人員不適感，嚴重時導致惡心、嘔吐現象[10]。根據路面激勵源建立路面激勵傳遞路徑模型，如圖1所示。由圖1可知：路面將振動傳遞給輪胎，輪胎通過懸架及底盤與車身的連接點將振動傳遞給車身，引起車身振動，產生噪聲，噪聲通過車身內部聲腔在駕乘人員耳朵處產生響應[11-12]。

圖1 路面激勵的傳遞路徑模型

車身板件受到外界激勵產生振動，不同板件的振動對車內噪聲輻射的貢獻量不同。因此，分析路面激勵引起的車內噪聲問題時，首先應找到對車內噪聲貢獻量較大的結構板件，然后有針對性的優化該板件結構，抑制板件振動，提高車身NVH性能[13-15]。

采用CAE軟件對轎車樣車的整車模型進行路面激勵噪聲模擬測試，輸入參數為粗糙瀝青路面、不平度功率譜密度、車速為60 km/h的路譜激勵[16]。分析仿真結果可知：當駕駛員右耳處噪聲頻率為80、98、200 Hz時，后備箱置物板存在局部模態。路面激勵作用下主要噪聲頻率對應的車身模態如圖2所示。

a)80 Hz b)98 Hz c)200 Hz

對轎車樣車進行路面激勵噪聲實車試驗，試驗條件為在粗糙瀝青路面上轎車樣車以60 km/h的速度勻速行駛。路面與輪胎的激勵通過懸架系統和車身連接點進行傳遞，并在車內噪聲響應點響應[17-18]，得到車內噪聲測試曲線如圖3所示。由圖3可知：車內噪聲峰值頻率主要集中在74、94、107、114、218、400 Hz，其中107、114、218 Hz的噪聲經試驗分析是由輪胎激勵經懸架系統模態共振放大引起，可通過懸架的吸振器優化，本文不再展開說明。

圖3 車內噪聲測試曲線

2 車身NVH性能優化

優化車身NVH性能時，以駕駛員右耳處和后排乘客左耳處為車內噪聲響應點，分析車身各板件對噪聲的貢獻量，采取措施改變車身板件的固有頻率，避免發生共振。優化車身NVH性能常用的方法有：改變車身壁板厚度和截面積、使用加強板、敷設阻尼材料、處理車身表面蒙皮等，應用每種方法都需要考慮車身壁板的最優化布局。

2.1 后備箱置物板加裝加強板

由圖2可知：后備箱置物板局部模態較明顯，車身振動時變形較大，對噪聲的貢獻量較大。擬采用在后備箱置物板加裝1個加強板的鈑金優化方法，提高該位置板件的剛度，改變局部模態，降低車內噪聲[19]。后備箱置物板加裝加強板布置方案如圖4所示，圖中藍色板件為加強板，厚1.0 mm，質量為0.62 kg。

圖4 后備箱置物板加裝加強板布置方案

采用CAE軟件進行鈑金優化模擬試驗，對比優化前、后車內噪聲的變化，驗證優化方案的合理性[20]。后備箱置物板加裝加強板前、后車內噪聲聲壓級如圖5所示。由圖5可知：優化后頻率為60～120 Hz的噪聲明顯降低，駕駛員右耳處噪聲平均降低約6 dB，后排乘客左耳處噪聲平均降低約8 dB，說明后備箱置物板加裝加強板可以降低車內低頻噪聲。

a)駕駛員右耳 b)后排乘客左耳

2.2 后備箱置物板敷設阻尼材料

通過模態應變能分析軟件得到后備箱置物板變形云圖，如圖6所示。由圖6可知：置物板(圖中標注紅框的位置)在車輛振動時變形較大，對噪聲的貢獻量較大，因此需要對置物板進行振動控制。

圖6 置物板變形云圖

阻尼能消耗系統振動能量，通過將系統的振動能量、聲能轉變為熱能或其他形式的能量，可抑制板件的振動并降低輻射噪聲[21]。因此可以對后備箱置物板敷設阻尼材料，抑制振動，降低噪聲。按照與車身連接方式的不同，阻尼材料分為熱熔類片狀阻尼、磁吸類片狀阻尼和粘貼類片狀阻尼3種。

采用漸進優化算法對置物板阻尼材料敷設進行布局，初步方案如圖7a)所示，敷設阻尼材料在降低噪聲的同時增加了車身質量，因此需要優化置物板阻尼材料的敷設布局。

考慮到工程應用的方便性和實用性，以車身動態損耗因子(一個振動周期內阻尼消耗的能量與總的機械振動能之比)最大、阻尼材料體積最小為目標[22-25]，提高材料的利用率。經過對置物板阻尼的材料類別、敷設布局和面積進行最優化分析與計算，置物板阻尼材料敷設優化方案如圖7b)所示。優化方案采用磁吸類片狀阻尼(圖中藍色部分)和熱熔類片狀阻尼(圖中紅色部分)2種，與初步方案相比，阻尼材料敷設面積減少48%，質量減少54%。

a)初步方案 b)優化方案

敷設阻尼材料前、后后備箱置物板的振動曲線如圖8所示。由圖8可知：后備箱置物板敷設厚2.0 mm的阻尼材料能有效降低頻率為320～450 Hz的噪聲，噪聲最大降低10 dB，說明后備箱置物板敷設阻尼材料對降低車內高頻噪聲有效。

圖8 敷設阻尼材料前、后后備箱置物板的振動曲線

3 實車試驗

圖9 置物板焊接加強板前、后后排乘客左耳處噪聲與振動曲線

3.1 后備箱置物板加強方案

根據優化設計方案，在后備箱置物板上焊接加強板。焊接加強板后的樣車以60 km/h的車速在粗糙路面上進行試驗，得到置物板焊接加強板前、后后排乘客左耳處噪聲與振動曲線如圖9所示。由圖9可知：后備箱置物板焊接加強板后，頻率為60～80 Hz、110～140 Hz的振動加速度明顯降低；后排乘客左耳處頻率為65～120 Hz的噪聲有所降低，特別在頻率為74 Hz時，噪聲降低約4 dB，說明該方案有效。

3.2 敷設阻尼材料方案

后備箱置物板敷設阻尼材料前、后，車內噪聲對比如圖10所示。由圖10可知：置物板敷設阻尼材料后，頻率為250～450 Hz的車內噪聲明顯降低，特別在頻率為400 Hz時，車內噪聲降低約10 dB。實車試驗與CAE仿真分析結果表明置物板敷設阻尼材料對降低車內高頻噪聲有效。

圖10 置物板敷設阻尼材料前、后車內噪聲對比

4 結論

1)采用CAE軟件對整車模型進行路面激勵噪聲模擬測試，發現頻率為80、98、200 Hz時，整車后備箱置物板存在局部模態；通過實車試驗，發現噪聲峰值頻率分別為74、94、400 Hz，仿真測試和樣車試驗均表明車內既存在低頻噪聲又存在高頻噪聲。

2)在后備箱置物板焊接加強板，改變板件的固有頻率，優化后頻率為60～120 Hz的噪聲明顯降低，尤其是在頻率為74 Hz時，后排乘客左耳處噪聲降低約4 dB，說明置物板焊接加強板對降低路面激勵引起的低頻噪聲有效。

3)在置物板上敷設阻尼材料消耗系統振動能量，優化后頻率為250～450 Hz時的噪聲明顯降低，在頻率為400 Hz時車內噪聲降低約10 dB，說明敷設阻尼材料對降低路面激勵引起的高頻噪聲有效。