基于傳遞力的低頻路噪研究與控制

張志達 謝然 毛華兵

（廣州汽車集團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。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，尤其是路面激勵產(chǎn)生的低頻壓耳噪聲，會使人疲勞和煩躁，嚴重時會影響乘員身心健康。

目前，針對路面激勵導(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，沒有解釋載荷對低頻壓耳噪聲的影響。本文在明確低頻壓耳噪聲產(chǎn)生機理的基礎(chǔ)上，基于傳遞力特性研究懸架激勵力控制方法，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，最后通過實車試驗驗證該方法的有效性。

2 路面激勵低頻壓耳噪聲產(chǎn)生機理

整車路面激勵導(dǎo)致的低頻壓耳感是路面隨機激勵經(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。激勵源是輪胎，輪胎在路面上行駛時，受到路面縱向（X向）激勵，繞輪心旋轉(zhuǎn)模態(tài)被激勵，如圖2所示。

圖1 低頻壓耳聲傳遞機理

圖2 輪胎旋轉(zhuǎn)模態(tài)示意

3 工作載荷識別理論

動剛度法載荷識別模型如圖3 所示，該模型描述了底盤（源）和車身（響應(yīng)）2 個獨立子系統(tǒng)，底盤和車身間用襯套連接。其中：節(jié)點1 和節(jié)點2為底盤內(nèi)部節(jié)點，節(jié)點3 和節(jié)點4 為車身內(nèi)部節(jié)點；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)目標點聲壓級（Sound Pressure Level，SPL）響應(yīng)。

圖3 動剛度法載荷識別模型

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：

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

式中，K為襯套動剛度。

將式（1）～式（3）帶入式（4）可得：

由式（5）可知，車身側(cè)受力與底盤接附點傳遞函數(shù)、車身接附點傳遞函數(shù)和襯套動剛度相關(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)改善車身接附點受力。

根據(jù)系統(tǒng)傳遞特性可得車內(nèi)聲壓級響應(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

本文采用虛擬試驗場和高精度輪胎模型開展路噪仿真。虛擬試驗場建模是通過特定的設(shè)備將試驗場地表面的形貌記錄下來并轉(zhuǎn)換為可加載的激勵信號的建模方法。本文采用的輪胎模型由輪胎、輪胎空腔及車輪3個部分組成，可在0～300 Hz范圍內(nèi)準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)計階段，針對某車輛路噪性能進行仿真分析，采用粗糙瀝青路面譜信息，隨機激勵加載方式。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個峰值（32 Hz、120 Hz、150 Hz、210 Hz），其中32 Hz 為低頻噪聲，超標嚴重，主觀感受是存在壓耳感，影響乘員體驗。本文針對該頻段峰值進行傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）[6]。

32 Hz噪聲TPA 結(jié)果如圖6所示，貢獻量最大的2 個路徑分別是扭力梁左、右側(cè)襯套安裝點X向。進一步分析32 Hz 處的噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function，NTF）以及該點載荷受力，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X向聲壓級為50 dB（A），滿足指標要求，而這2個安裝點X向載荷力較大。

圖6 32 Hz噪聲傳遞路徑貢獻量分析結(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)點載荷分析結(jié)果

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

圖9 32 Hz車身接附點動剛度分析結(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向動特性如圖10所示，在32 Hz處動剛度達到5000 N/mm。由工作載荷識別理論可知，通過降低襯套剛度可以改善車身接附點受力，從而改善低頻壓耳噪聲問題。

圖10 扭力梁橡膠襯套動特性

在整車仿真模型中，將襯套X向動剛度降低50%，仿真分析對比結(jié)果如圖11 所示。襯套剛度降低后，32 Hz處聲壓級幅值降低3 dB(A)，但阻尼也會同時降低，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 扭力梁襯套動剛度對比分析結(jié)果

扭力梁橡膠和液壓襯套動特性對比情況如圖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)滿足低頻低動剛度、高阻尼的性能要求。

圖12 扭力梁橡膠和液壓襯套動特性

4.4 效果驗證

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

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

本文針對某車型低頻壓耳噪聲問題，闡述了其產(chǎn)生機理，并通過降低懸架載荷改善了低頻壓耳噪聲問題，最后通過實車試驗驗證了方法的有效性。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，輪胎繞輪心旋轉(zhuǎn)模態(tài)被激勵，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.通過工作載荷識別動剛度法，獲得車身接附點受力，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)改善車身接附點受力，可以達到改善車內(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，也可改善沖擊余振性能。