輪胎/路面噪聲的結構傳遞路徑分析

余雄鷹，閔福江，文 偉，趙立峰，劉 勇

(1.長安汽車工程研究總院，重慶 401120;2.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 401120)

前言

汽車的車內外噪聲對車輛的舒適性和產品的認同度產生重大影響。多年來，研究人員把發動機和傳動系統噪聲作為研究重點，且取得了良好的效果。隨著動力系統噪聲的降低，輪胎/路面噪聲和風噪等其他噪聲成為研究重點［1－2］。

輪胎/路面噪聲可按照噪聲頻率分為0－100Hz低頻段噪聲和100Hz以上的高頻段噪聲。低頻段噪聲容易引起乘員乘坐時的不舒適感。嚴重時甚至會引起乘員惡心和嘔吐等現象。

目前各國都非常重視交通噪聲污染問題，紛紛采用聲屏障和低噪聲路面等手段降低噪聲污染。文獻［3］中對輪胎胎面(包含輪胎接地前邊緣和后邊緣)與胎側振動特性的差異進行研究，并提出預測胎面振動水平的方法;文獻［4］和文獻［5］中對輪胎花紋噪聲的優化方法進行了研究。而從車體結構設計方面對輪胎/路面噪聲進行控制的文獻較少。傳遞路徑分析(transfer path analysis，TPA)是一種以試驗為基礎的方法，可讓NVH工程師找出影響振動和噪聲的關鍵路徑，從而有的放矢地改進設計。該項技術在國外已有較為成熟的應用［3－5］，國內的相關研究與應用多集中于動力總成和相關隔振系統等方面［6］，輪胎/路面噪聲問題則鮮有涉及。

本文中主要針對低頻段噪聲，對輪胎、懸架及其與車身連接點等路徑進行傳遞路徑分析，確定從各路徑傳遞的激勵能量在總能量中所占的比重，找出對車內噪聲起主導作用的零部件，并進行改進，以降低車內噪聲;同時為乘用車輪胎/路面噪聲研究提供一種思路。

1 傳遞路徑分析基本理論

在線性系統的假設基礎上，系統總響應可以表示為各傳遞路徑貢獻量的線性疊加［7］:

式中:Pk為乘員位置k處的總聲壓;Pijk為傳遞路徑i在j方向對乘員位置k總聲壓的部分貢獻。

式中:Hijk為傳遞路徑i在j方向到乘員位置k的傳遞函數;Fij為傳遞路徑i在j方向的耦合激勵力。

傳遞路徑分析中，首先根據不同性質的問題，明確所需分析的耦合點(激勵點)，然后估計各耦合激勵力和傳遞函數。

1.1 耦合激勵力的測量方法

結構聲傳遞路徑分析的耦合激勵力的獲取方法主要有直接測量法、動態復剛度法、激勵點反演法和矩陣求逆法4種［8－10］。由于前3種在實際使用中所受的約束條件較多，因此本文中主要介紹矩陣求逆法。

對于線性系統，當有激勵力 F1，F2，…，FN時，存在響應X1，X2，…，XM，由系統的運動方程可得到耦合激勵力的估計式為

簡寫為

式中:{FN}為耦合激勵力向量;{XM}為響應點上的工作響應向量，稱 X1，X2，…，XM為參考自由度;HMN=XM/FN為由輸入{FN}到響應{XM}的傳遞函數。

為抑制噪聲，并使估計出的耦合激勵力更加精確，應使參考自由度數M不小于耦合激勵力數N(傳遞路徑數)。在使用矩陣求逆法時還應注意:參考自由度須取在被動方，盡量分布在耦合點附近;測量頻響函數HMN時，主動方應在各耦合點處與被動方解耦并從耦合點移走，以消除激勵源之間相互耦合的影響。

1.2 傳遞函數的測量

與激勵力相對應的傳遞函數很容易通過試驗測量得到，也可以通過數值或解析計算得到。通過試驗測量傳遞函數需要解耦，在耦合點用力錘或者激振器激勵，測量系統目標點的響應。另外一種測量方法是利用線性系統的互易性原理，在目標點激勵，然后測量耦合點的響應。例如，利用互易性原理測量車身聲壓-力傳遞函數，可在人耳處放置空間無指向聲源作體積速度激勵，然后測量車身和底盤耦合點的加速度響應。

2 路面和底盤振動噪聲傳遞路徑的分析

2.1 傳遞路徑分析

根據傳遞路徑的不同，路面和底盤振動噪聲通常被分為空氣傳遞噪聲和結構傳遞噪聲兩種［11－12］，圖1為其傳遞系統圖。

空氣噪聲傳遞路徑主要考慮兩個方面:一是空氣噪聲的大小，路面空氣噪聲主要為輪胎與地面摩擦產生的輻射噪聲。二是整車隔吸聲性能是否滿足設計要求。

結構噪聲傳遞路徑主要考慮3個方面:輪胎/車輪對路面激勵力的傳遞函數、懸架系統對路面激勵力的衰減與傳遞特性和底盤懸架系統與車身連接點動剛度及車身聲學振動特性［13－14］。

2.2 模型結構

路面和底盤振動噪聲的結構傳遞路徑多且較復雜，在建模過程中應結合實際情況進行適當簡化。

從圖2可以看出，輪胎/路面噪聲的傳遞路徑非常多，如果對每一條路徑都進行測試，要花費大量的人力、物力、財力和時間。因此，在實際應用中，應先進行零部件(車身、輪胎、懸架和副車架等)模態測試、聲腔模態分析和主貢獻量分析等試驗，縮小傳遞路徑診斷的范圍，以提高工作效率。

3 實例分析

某款轎車(前懸架為獨立懸架，后懸架為扭梁式懸架)主觀駕評過程中，發現當車輛以50km/h的速度行駛于水泥粗糙路面時，車內產生嚴重的“隆隆聲”(以后排最為明顯)，嚴重影響乘坐舒適性。下面應用傳遞路徑分析方法對該款轎車輪胎/路面噪聲進行研究。

3.1 結構傳遞路徑分析

由于主觀評價認為后排“隆隆聲”比前排明顯，所以初步斷定“隆隆聲”從后輪傳遞到車內。為進一步確認噪聲傳遞路徑，對前后車輪運用主貢獻量分析技術確認前后車輪對后排噪聲的貢獻量，結果如圖3所示。

從圖3可以看出，該車輪胎/路面噪聲主要是后車輪振動與噪聲的貢獻，且主要問題頻率為50Hz。因此可將該車輪胎/路面噪聲的傳遞路徑進行簡化，如圖4所示。

圖4表明，輪胎/路面噪聲通過左后懸架彈簧、左后減振器、右后懸架彈簧和右后減振器與車身的連接點以及后橋左、右側與車身的連接點等6條路徑傳遞到車內。因此，可將上述車身側6個連接點定義為后排“隆隆聲”的激勵點，每個激勵只考慮x，y，z 3個平動自由度而忽略3個旋轉自由度，則共有6×3=18條傳遞路徑。

由式(1)和式(2)可知，車內噪聲可表示為

式中:Hij為第 i條傳遞路徑在 j方向(x，y，z 3個方向)的聲-振傳遞函數，可通過試驗直接測出;Fij為第i條傳遞路徑在j方向的耦合激勵力，可表示為

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式中:H1，1，H1，2，…，H18，18為輸入力 Fi到響應 Xi的傳遞函數;X1，X2，…，X18為實際工況下各參考自由度的響應。

3.2 傳遞路徑試驗

試驗在整車半消聲室內分兩步進行。

(1)將樣車置于消聲室轉鼓上，變速器掛空擋(樣車為手動擋變速器)，由轉鼓拖動后輪轉動，測試50km/h勻速工況下各參考自由度的加速度和車內目標點聲壓。

(2)測量各傳遞路徑到目標點的聲-振傳遞函數和各傳遞路徑激勵力到各參考自由度加速度響應的傳遞函數。

用錘擊法測量各頻響函數時，應拆掉后橋、減振器和懸架彈簧，并將其移走，以消除激勵源耦合的影響;力錘在圖4所示的6個車身連接點的x，y，z 3個方向上分別進行激勵，同時測量車內目標點的聲壓信號和18個參考自由度的加速度響應，試驗實況如圖5所示。

3.3 試驗結果

將測得的各路徑激勵點到各參考自由度的頻響函數和50km/h時各參考自由度加速度頻譜代入式(6)，即可求得50km/h時各傳遞路徑耦合激勵力。將各傳遞路徑耦合激勵力頻譜和各激勵點到目標點的聲-振傳遞函數代入式(5)，即可得到由輪胎引起的結構傳播噪聲的合成噪聲，如圖6所示。

從圖6可以看出，車內噪聲的模擬計算結果與測試數據吻合較好，證明計算結果可信。各傳遞路徑對車內噪聲的貢獻量可由耦合激勵力和聲-振傳遞函數根據式(5)計算得出。

由于主要問題頻率為50Hz，所以圖7只列出了50Hz時各路徑對車內噪聲的貢獻量。

從圖7可以看出，左右后橋連接點z向和左減振器z向在傳遞路徑上貢獻較大，要解決后排噪聲問題，必須對這幾條路徑進行優化。

3.4 改進措施

影響結構傳播噪聲的主要因素是激勵力和聲-振傳遞函數，因此結構傳播噪聲貢獻分析可以從激勵貢獻和聲-振傳遞函數貢獻兩方面考慮。由于后橋的激勵貢獻大于其至車內的聲-振傳遞函數的貢獻，因此，將改進方向確定為減小后橋對車身的激勵力。

后橋襯套剛度對后橋的隔振性能有很大影響，降低襯套的剛度能夠提高后橋的隔振性能，降低車內噪聲，但是后橋襯套剛度降低會對整車的操縱穩定性能有影響。為兼顧操縱穩定性和隔振性，特將后橋結構進行修改，使其襯套成“外八字”形，該種結構可以產生y方向的分力，在襯套剛度較低的情況下，仍然保證較好的操縱穩定性，改進前后結構如圖8所示。

后橋改進前后車內噪聲頻譜如圖9所示。

圖9表明，對后橋結構進行改進后，車內噪聲在50Hz處降噪明顯(降低了4dB(A))，有效控制了結構噪聲的傳遞，成功解決了該車輪胎/路面噪聲問題。由于改進后橋使車內噪聲達到可接受的范圍，因此未對左減振器z向傳遞路徑進行改進。

4 結論

在分析底盤激勵力及其傳遞路徑的基礎上，建立了路面和底盤振動噪聲的結構傳遞路徑分析模型，并進行了結構傳遞路徑試驗，得到以下結論:

(1)利用矩陣求逆法計算出各傳遞路徑的耦合激勵力，并通過計算得到車內目標點的合成噪聲，計算結果與實測結果吻合較好;

(2)利用頻譜貢獻云圖分析了各結構傳遞路徑對車內噪聲的貢獻，結果表明，左、右后橋連接點z向和左減振器z向對車內噪聲的貢獻量較大。

(3)通過對后橋結構進行改進，降低了后橋對車身的激勵力，有效控制了結構噪聲的傳遞，成功解決了該車的輪胎/路面噪聲問題。

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