車內輪胎空腔噪聲的傳遞路徑識別與優化

高 煜，婁小寶，周禾清，董 良，楊銘杰

（寧波吉利汽車研究開發有限公司，寧波 315336）

前言

隨著發動機技術、聲學包技術和進排氣消聲技術的不斷發展，動力和傳動系統對車內噪聲的貢獻量逐漸減小，使得輪胎/路面噪聲更加凸顯，成為車輛內部噪聲的主要來源，因此行駛車輛的車內輪胎/路面噪聲也逐漸成為駕乘人員能夠輕易感知的一項乘坐舒適性指標。

輪胎空腔噪聲是輪胎/路面噪聲的一個主要成分，其產生原因是輪胎內部封閉空腔受路面激勵產生特定頻率的共振，該共振通過懸掛系統傳遞到車身，進而傳播到車內形成車內結構噪聲。由于輪胎空腔噪聲的頻率固定，因此會嚴重影響駕乘人員的舒適性。

文獻［2］～文獻［9］中對輪胎空腔噪聲的產生機理、空腔噪聲的解析與數值分析方法和改善車內輪胎空腔噪聲的方法進行了研究。上述研究工作大多是從抑制和減小空腔共振的角度出發，而且這些研究表明，通過對輪胎的胎面硬度、結構剛度等參數進行調整，減弱路面對輪胎的激勵力或抑制、消除輪胎內部封閉空腔氣體的共振，可以達到改善車內空腔噪聲的目的。但是，基于調整輪胎的結構、材料等參數開展的輪胎空腔噪聲優化，有時會帶來輪胎的制動、操控等其他性能的降低，使整車性能不易平衡。

除了從激勵來源控制輪胎空腔噪聲之外，從傳遞路徑的角度也可改善車內的輪胎空腔噪聲，但目前從這方面開展的研究工作較少。其主要原因是，由于車輛有4個（或多個）輪胎，且輪胎空腔共振通過底盤懸掛系統的多條路徑傳遞到車身的多個連接點，是一種多輸入多輸出的力傳遞形式，增加了車內輪胎空腔噪聲主要傳遞路徑識別和優化工作的難度。

傳遞路徑分析（TPA）方法，基于“源—路徑—接受者”的模型，可對多輸入多輸出系統進行分析，能識別出某個振動或聲源到特定接收點的傳播路徑和貢獻量，可幫助工程師有針對性地開展噪聲改善工作［10-11］。而車身與懸掛系統的車身側連接點，是輪胎力從懸掛系統傳遞到車身的輸出點，可綜合體現底盤懸掛系統對輪胎/路面激勵力的傳遞作用。因此，本文中利用傳遞路徑分析方法，通過分析懸掛與車身側各連接點對車內輪胎空腔噪聲的貢獻量，識別出主要傳遞路徑，并通過CAE仿真確定該路徑上需要優化的部件，進而提出優化方案并進行了驗證。驗證結果表明車內輪胎空腔噪聲得到明顯降低，也表明了從傳遞路徑角度控制車內輪胎空腔噪聲的可行性和有效性。

1 傳遞路徑基本理論

傳遞路徑分析的理論公式為

式中：p為目標點總聲壓；NTFi和Fi分別為第i條結構傳播路徑的傳遞函數和對應的工作載荷；NTFj和Qj分別為第j條空氣傳播路徑的傳遞函數和對應的聲學載荷。開展傳遞路徑分析的關鍵是獲得式（1）中的傳遞函數和對應的工作載荷。由于輪胎空腔共振噪聲主要是通過結構傳播，因此下面對結構聲的傳遞函數和工作載荷的獲取方法進行介紹［12］。

1.1 結構聲傳遞函數的獲取

為獲取結構傳播路徑的傳遞函數，首先需要拆除主動部件（如動力總成），并斷開耦合系統（如底盤懸掛），然后利用力錘或激振器在源（如車身側連接點）處直接激勵，獲得目標處（駕駛員左耳處）的聲學響應，最后利用激振力和對應的聲學響應計算得到結構傳播路徑的傳遞函數。基于互易原理，也可在目標處通過體積速度聲源激勵，并同步測量各源附近處的加速度響應，進而計算結構傳播路徑的傳遞函數。本文中采用前一種方法，即通過力錘直接激勵來獲得傳遞函數。

1.2 工作載荷的獲取

工作載荷指的是在實際工況下作用在源（如懸掛與車身側各連接點）處的力。獲取結構工作載荷的方法有直接測量法、動態復剛度法和矩陣求逆法等方法，而在對車內輪胎/路面噪聲分析過程中，常用的方法是矩陣求逆法［13-14］。

使用矩陣求逆法時，需要在源的附近布置一些參考點，然后按照1.1節的方式獲取源和參考點的結構路徑傳遞函數｛Hm，n｝，與1.1節不同的是這里的目標值是通過加速度傳感器測得的參考點處的振動信號。假設工作載荷為F1，F2，…，Fn組成的向量，參考點處的響應為 X1，X2，…，Xm組成的向量，則工作載荷可通過式（2）計算得到。

式中｛Hm，n｝＝｛Xm｝/｛Fn｝，表示從激勵｛Fn｝到響應｛Xm｝的傳遞函數。由于式（2）使用廣義逆矩陣法求解激勵力，為抑制噪聲，提高求解精度，應使m≥2n。

2 輪胎/路面結構傳播噪聲TPA模型

本文中以某SUV車型（前后均為獨立懸掛系統）的駕駛員左耳處的噪聲為目標，將輪胎通過懸掛系統與車身側各連接點傳遞的力作為輸入，搭建分析模型。由于輪胎空腔噪聲主要是通過結構傳播，故模型中僅考慮結構傳遞路徑，忽略空氣傳播路徑的部分［15-16］。具體結構傳遞路徑如圖1所示。

圖1 懸掛與車身側連接點的傳遞路徑示意圖

該車底盤懸掛系統與車身的連接點共有14處，如表1所示。在進行傳遞路徑測試時，只考慮3個平動自由度而忽略3個旋轉自由度，故共有42個傳遞路徑。

移除懸掛系統、副車架及各主動端，在車身端的14個連接點處，分別從x，y，z 3個方向進行激勵，共獲得42個路徑到車內駕駛員左耳的振-聲傳遞函數NTFi（i＝1～42）。傳遞路徑測試場景如圖2所示。

表1 懸掛與車身連接點名稱和對應標號

圖2 傳遞路徑測試

在進行振-聲傳遞函數測試時，在激勵點的車身側附近布置兩個三向加速度傳感器，作為工作載荷識別的參考點，因此同時測量得到了84×42個振-振傳遞函數，組成了式（2）中的｛Hm，n｝矩陣。再結合實際工況實驗過程中的參考點的響應，就可根據式（2）計算得到車身側結構傳播路徑的42個工作載荷Fi（i＝1～42）。將 NTFi和 Fi帶入式（1）即可計算得到車內駕駛員左耳的合成聲壓，也可計算每條路徑對駕駛員左耳聲壓的貢獻量［17-18］。

3 車內輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析和優化應用實例

3.1 輪胎的空腔共振模態

輪輞內表面與輪胎胎體內表面之間的封閉空氣環受到激勵后產生的共振為輪胎的空腔共振模態，其模態頻率與聲音在內部氣體介質中的聲速和腔體環的中心周長有關。

未接地的輪胎內部空腔，可以近似看作是一個兩端封閉、截面積連續的圓管，如圖3所示，其1階共振頻率 f0可按式（3）進行計算［4］。

式中：c為氣體介質內的聲速；Lc為空氣腔的中心周長。

圖3 未變形時的1階空腔模態振型

在車輛靜止時，輪胎與地面接觸后，輪胎空腔的截面面積不再連續，會形成圖4所示的截面變化。該變形會導致前后（聲傳播方向和輪胎轉動方向同向）和上下（聲傳播方向和輪胎轉動方向反向）兩個方向的空腔共振模態。

圖4 接地變形時的空腔模型

當振型是前后方向時，接地點位置處為振動節點，此時輪胎空腔內聲波的1階模態振型如圖5所示。該振型對應的頻率可用式（4）近似計算［4］。

式中：lcp為輪胎接地長度；m為接地處變形后截面積與未變形截面積的比，m＝0.9～0.7。

圖5 前后方向的1階空腔模態振型

當振型是上下方向時，接地點處為振動反節點，此時輪胎空腔內聲波的1階模態振型如圖6所示，其對應的頻率可用式（5）近似計算［4］。

圖6 上下方向的1階空腔模態振型

由上述分析可看到，在靜態載荷下輪胎截面變形后，輪胎空腔共振頻率由一個共振頻率f0變為兩個頻率 f1和 f2，并且 f2＞f1。

當輪胎滾動時，由于多普勒效應，輪胎空腔的兩個共振頻率會隨輪胎的滾動頻率產生進一步的變化［2，5-6］：式中Ω＝v/L為輪胎的滾動頻率，v為車速，L為輪胎外周長。

本文中研究車輛在粗糙路面以60 km/h的速度勻速行駛時，車內駕駛員左耳噪聲測試結果和輪胎總成轉向節的振動加速度，測試結果如圖7所示?？梢钥吹剑还苁窃肼曅盘栠€是振動信號在180和198 Hz兩個頻率處均存在峰值。而車輛使用的輪胎規格為235/55R19，空腔中心周長Lc約為1.8 m，接地長度 lcp約為0.17 m。按照式（4）～式（7），可估算出輪胎的兩個空腔共振頻率約為178和200 Hz，與圖7中實測的兩個峰值基本對應。因此可判斷圖7中的180和198 Hz的噪聲峰值是由輪胎空腔共振引起的車內噪聲。

圖7 車內駕駛員左耳噪聲測試結果

3.2 車內輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析

基于已建立的車輛TPA模型，利用參考點測試的實際工況數據，計算得到各車身連接點的工作載荷，結合車身側懸掛連接點到車內駕駛員左耳傳遞函數，利用式（1）可獲得各連接點到駕駛員左耳的噪聲合成值，如圖8所示。從圖8中可以看出，基于計算合成的噪聲值，其趨勢和幅值大小與實測值吻合很好。其中，合成噪聲值在400 Hz之前與實測值的趨勢和幅值都吻合；而在400 Hz之后，合成噪聲值的趨勢基本與實測值吻合，僅幅值較實測噪聲有所降低。產生這種情況的原因可能是，模型中未考慮輪胎及其他系統的空氣傳播噪聲的影響，故高頻部分的聲能量未能包含。因此，圖8中合成噪聲與實測噪聲的對比結果也表明：車內低、中頻的輪胎/路面噪聲（在400 Hz以下）主要是結構傳播路徑噪聲；而在400 Hz以上，空氣傳播噪聲對車內噪聲的貢獻量逐漸增加。

圖8 合成噪聲值與實測值對比

圖9 為懸掛系統與車身連接處各點對車內駕駛員左耳噪聲的貢獻量圖。從圖9可明顯看出，在180～200 Hz范圍內有兩條共振帶，且198 Hz處的共振帶最為突出?；旧希喬サ目涨还舱窦钔ㄟ^所有車身點向車內傳遞能量，故需要找出對車內空腔噪聲的聲能貢獻量較大的一個或多個點，有針對性地開展優化工作。

圖9 各路徑對車內噪聲的貢獻量

將各車身連接點的貢獻量按其對應的部件合并計算，可得到通過該部件傳遞到車內駕駛員外耳的聲貢獻量，結果如圖10所示。從圖10中可清晰地看到：在20～400 Hz范圍內，結構噪聲主要由后副車架和左右上控制臂傳遞；180～200 Hz內通過左、右上控制臂與車身連接點路徑的貢獻量最大，占該頻段范圍噪聲總能量的55.5%。而對應的輪胎空腔噪聲優勢峰值頻率180和198 Hz處，左、右上控制臂與車身連接點的貢獻量可達到61%；180～200 Hz范圍內，前減振器與車身連接點路徑的貢獻量僅次于上控制臂點處，占該頻段內噪聲總能量的18.1%，而在198 Hz處，前減振器的貢獻量也有22%。

圖10 與車身端相連部件對駕駛員左耳噪聲貢獻量占比

根據上述貢獻量分析結果可知，上控制臂與車身連接點的激勵輸入是 180～200 Hz頻段內和198 Hz峰值處噪聲的主要來源。圖11為上控制臂及與其相連部件的示意圖，其中，A為上控制臂，B為轉向節總成，輪胎空腔共振激勵從輪心通過上述兩個部件傳遞到車內。故下一步可先對上控制臂或轉向節總成本體進行模態分析，確定是否存在與輪胎空腔共振頻率相近的局部模態或耦合模態，從而導致共振造成較大的激勵輸入。

圖11 上控制臂路徑上各部件示意圖

3.3 CAE分析及傳遞路徑優化實驗驗證

對上控制臂及與其有共同傳播路徑的轉向節總成開展了CAE分析，結果如圖12所示。從圖12中可以看到：在198 Hz處，上控制臂存在1階對應的工作模態振型，振動響應最為劇烈；而與其相連的轉向節總成在198 Hz處則振動響應較小，無對應的工作模態振型。

圖12 前懸系統模態計算

故可以判斷，上控制臂與車身連接點路徑對車內輪胎空腔噪聲的貢獻量大，是由于上控制臂的模態被相同頻率的輪胎空腔共振力激發，引起共振導致的。因此，可從優化上控制臂的模態頻率入手，來減小其對車身的力傳遞。

對上控制臂的模態頻率優化可從改變其結構剛度或質量兩個方向進行，如增加上控制臂的整體或局部點的質量，或改變上控制臂的造型，通過增加加強筋等手段增加其剛性。由于增加加強筋的方案實現周期較長，因此選擇了增加質量的方案來驗證上述分析的正確性，示意圖如圖13所示。在C和D點處各添加1 kg的附件質量后，再進行測試驗證，結果如圖14所示。從圖14中可以看到，在上控制臂增加質量后，車內輪胎空腔噪聲在其對應頻率峰值處（180和198 Hz）均降低了3dB（A），證明了該方案的可行性，及從傳遞路徑角度優化車內輪胎空腔共振噪聲的可行性和有效性。

圖13 附加質量添加示意圖

圖14 上控制臂傳遞路徑改善后的驗證結果

4 結論

本文中從優化車內結構噪聲傳播路徑的方向入手，改善了車內輪胎空腔共振噪聲。首先建立了車內輪胎空腔噪聲傳遞路徑分析模型；然后基于該模型，利用傳遞路徑分析方法對車內輪胎空腔噪聲的傳遞路徑進行貢獻量分析，識別出車內輪胎空腔噪聲的主要傳播路徑；接著對貢獻量占優的傳遞路徑，通過CAE分析確定了貢獻量大的原因和需要優化的部件，并提出優化方案；最后通過實驗對比了優化前后的車內噪聲，結果表明車內輪胎空腔噪聲得到了很好地抑制，驗證了優化方案的正確性和從傳遞路徑角度控制車內輪胎空腔噪聲的可行性和有效性。