車內(nèi)低頻振動(dòng)噪聲的虛擬傳遞路徑分析*

唐中華，張志飛，陳 釗，蒲弘杰，李 云，徐中明

（1.重慶大學(xué)汽車工程學(xué)院，重慶 400030； 2.東風(fēng)柳州汽車有限公司，柳州 545005）

前言

隨著汽車 NVH（noise，vibration，harshness）性能日益受到用戶的關(guān)注，且已成為汽車的主要性能之一，因此，如何快速及更早地發(fā)現(xiàn)并改善NVH問(wèn)題顯得至關(guān)重要［1］。

車內(nèi)某點(diǎn)的振動(dòng)噪聲響應(yīng)是由不同激勵(lì)源沿特定路徑傳遞至該點(diǎn)后疊加的結(jié)果［2］，而傳遞路徑分析法（transfer path analysis，TPA）是診斷汽車振動(dòng)噪聲問(wèn)題準(zhǔn)確有效的方法［3］。通過(guò)分析各傳遞路徑對(duì)總響應(yīng)的貢獻(xiàn)量，找出起主導(dǎo)作用的路徑［4］，指導(dǎo)設(shè)計(jì)，從而提升整車NVH性能。如解決轉(zhuǎn)向盤(pán)抖動(dòng)問(wèn)題［5］、減小發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒激勵(lì)產(chǎn)生的“隆隆”聲［6］等。但目前應(yīng)用較多的傳遞路徑分析方法均以試驗(yàn)數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)［7－10］，可統(tǒng)稱為試驗(yàn) TPA，而試驗(yàn)數(shù)據(jù)獲取耗時(shí)耗力，因此，將試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)合的混合TPA［11－12］在一定程度上能夠縮短試驗(yàn)時(shí)間，提高效率。

由于試驗(yàn)TPA與混合TPA均依賴于試驗(yàn)數(shù)據(jù)，而在整車開(kāi)發(fā)初期，缺少樣車，無(wú)法獲取相應(yīng)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，因此，虛擬傳遞路徑分析法被提出以診斷車內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。虛擬TPA在整車開(kāi)發(fā)初期可有效診斷整車NVH問(wèn)題，為整車設(shè)計(jì)提供參考。祖慶華［13］運(yùn)用整車多體動(dòng)力學(xué)模型提取工作載荷，并結(jié)合整車— 固耦合模型，對(duì)整車做了虛擬傳遞路徑分析。何智成等［14］采用多體動(dòng)力學(xué)方法和有限元法建立了整車剛?cè)狁詈夏Ｐ停⑦\(yùn)用傳遞路徑分析法對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行了匹配優(yōu)化。但由于激勵(lì)載荷提取和路徑傳遞函數(shù)計(jì)算未在同時(shí)完成，仿真模型的建立和不同數(shù)據(jù)間的轉(zhuǎn)換、銜接須花費(fèi)較長(zhǎng)時(shí)間，分析效率較低，因此，建立基于有限元法的整車NVH模型對(duì)整車分析意義重大。

為實(shí)現(xiàn)在設(shè)計(jì)階段開(kāi)展整車傳遞路徑分析且避免數(shù)據(jù)間的轉(zhuǎn)換、銜接以提高效率，運(yùn)用有限元法建立包含車身、底盤(pán)和聲腔的整車虛擬傳遞路徑分析模型，并通過(guò)與頻率響應(yīng)法結(jié)果對(duì)比以驗(yàn)證虛擬TPA模型的正確性。然后運(yùn)用該模型對(duì)車內(nèi)響應(yīng)峰值作傳遞路徑分析，根據(jù)分析結(jié)果，找出引起該峰值響應(yīng)的主要路徑，并對(duì)主要路徑上車身與底盤(pán)耦合的襯套參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，以改善車內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。

1 整車虛擬TPA模型建立

1.1 整車有限元建模

在hypermesh中，建立包含底盤(pán)的整車有限元模型，包括白車身、開(kāi)閉件、聲腔和底盤(pán)系統(tǒng)。

白車身和開(kāi)閉件主要由鈑金件構(gòu)成，采用基本尺寸10 mm的殼單元建立有限元模型，并在車身上附集中質(zhì)量模擬內(nèi)外飾及電器附件。選擇基本尺寸50 mm的實(shí)體單元建立聲腔模型，并通過(guò)ACMODL卡片將車身和聲腔模型耦合形成內(nèi)飾車身聲 固耦合模型［15］。

在內(nèi)飾車身基礎(chǔ)上，建立底盤(pán)系統(tǒng)形成整車NVH有限元模型。底盤(pán)系統(tǒng)主要包括動(dòng)力總成、懸架系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)建模。由于主要考慮一般勻速行駛工況下路面激勵(lì)的影響，因此以集中質(zhì)量附轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的方式模擬動(dòng)力總成。采用滑動(dòng)柱鉸并附阻尼系數(shù)建立減振器模型，并用彈簧單元模擬減振彈簧組成懸架系統(tǒng)。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用殼單元與體單元建模，并用MPC模擬轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比關(guān)系。用集中質(zhì)量模擬輪胎和輪輞。車身與底盤(pán)連接的橡膠襯套采用CBUSH單元模擬，并賦予實(shí)際的襯套剛度值。

最后建成整車模型如圖1所示，共1 212 726個(gè)殼單元，1 655 851個(gè)體單元。其中57 604個(gè)三角形單元，1 155 122個(gè)四邊形單元。主要材料參數(shù)如表1所示。

表1 主要材料參數(shù)

1.2 車內(nèi)振動(dòng)噪聲響應(yīng)預(yù)測(cè)

選取整車有限元模型4個(gè)輪心為激勵(lì)點(diǎn)，分別施加Z向的單位白噪聲激勵(lì)來(lái)分析一般勻速行駛工況下路面激勵(lì)的影響。單位白噪聲激勵(lì)頻率范圍為20～200 Hz，然后在Optistruct求解器中采用頻率響應(yīng)法［16－17］計(jì)算駕駛員右耳聲壓和駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)響應(yīng)，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)圖2。

圖2 車內(nèi)振動(dòng)噪聲響應(yīng)預(yù)測(cè)結(jié)果

在單位白噪聲激勵(lì)下，駕駛員右耳在38和48 Hz出現(xiàn)50 dB左右的峰值，而駕駛員座椅導(dǎo)軌在59 Hz處存在明顯尖銳峰值，影響汽車的NVH性能。為查找峰值產(chǎn)生的原因，采用虛擬傳遞路徑分析法作診斷分析。

1.3 虛擬傳遞路徑分析法

車內(nèi)總響應(yīng)受激勵(lì)源載荷與載荷傳遞路徑共同影響。激勵(lì)源包括振動(dòng)源和噪聲源，在此只考慮振動(dòng)源，每個(gè)振動(dòng)源通過(guò)結(jié)構(gòu)路徑向車內(nèi)輻射噪聲或引起車內(nèi)部件振動(dòng)。

振動(dòng)源與響應(yīng)點(diǎn)分別屬于兩個(gè)不同系統(tǒng)，兩者在耦合處通過(guò)耦合元件（如襯套、鉸鏈等）相連接。耦合處的每個(gè)自由度到車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)均形成一條傳遞路徑。通常僅考慮3向的平動(dòng)自由度，而忽略轉(zhuǎn)動(dòng)自由度［18］。假設(shè)有n條傳遞路徑，第i條路徑在車內(nèi)的響應(yīng)Pi為

式中：Hi（ω）為第 i條路徑傳遞函數(shù)；Fi（ω）為該路徑激勵(lì)載荷。車內(nèi)某點(diǎn)總響應(yīng)Ptotal為各條路徑響應(yīng)的矢量和：

根據(jù)相位加權(quán)理論［19］，在某一頻率下，第i條路徑響應(yīng)Pi與總響應(yīng)Ptotal之間的相位夾角為θi，并以Ptotal方向?yàn)槠鹗挤较?，逆時(shí)針為正向。

當(dāng) 0°≤｜θi｜＜90°時(shí)，Pi在 Ptotal上投影為正，即貢獻(xiàn)量為正值；90°＜｜θi｜≤180°時(shí)，Pi在 Ptotal上投影為負(fù)，即貢獻(xiàn)量為負(fù)值；｜θi｜＝90°時(shí)，Pi在 Ptotal上投影為零，即貢獻(xiàn)量為零。因此，響應(yīng)幅值大的路徑貢獻(xiàn)量不一定大，貢獻(xiàn)量還與相位角有關(guān)。某頻率下第i條路徑對(duì)總響應(yīng)的貢獻(xiàn)量Ci為

傳遞路徑分析主要包含兩部分工作，即路徑傳遞函數(shù)計(jì)算和激勵(lì)載荷提取。路徑傳遞函數(shù)可由試驗(yàn)或數(shù)值計(jì)算獲得，而提取激勵(lì)載荷可通過(guò)直接測(cè)量法、動(dòng)態(tài)復(fù)剛度法、矩陣求逆法和激勵(lì)點(diǎn)反演法等［18］。

虛擬傳遞路徑分析法的傳遞函數(shù)計(jì)算和激勵(lì)載荷提取均在有限元計(jì)算中完成，即直接輸出節(jié)點(diǎn)力作為激勵(lì)載荷，類似于試驗(yàn)直接測(cè)量法獲取激勵(lì)載荷，而路徑傳遞函數(shù)采用頻率響應(yīng)法計(jì)算。最后依據(jù)式（1）～式（3）計(jì)算總響應(yīng)和各路徑貢獻(xiàn)量。

1.4 整車虛擬TPA模型建立

在整車聲 固耦合模型基礎(chǔ)上建立整車虛擬傳遞路徑模型，并分析車內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。選取如表2所示的底盤(pán)與車身連接的18處耦合點(diǎn)作為激勵(lì)點(diǎn)，駕駛員右耳和駕駛員座椅導(dǎo)軌為響應(yīng)點(diǎn)，并建立如圖3所示的TPA模型。考慮每個(gè)耦合點(diǎn)x、y、z 3個(gè)方向的平動(dòng)自由度，因此每個(gè)響應(yīng)點(diǎn)共有18×3＝54條路徑。

表2 路徑與編號(hào)

圖3 整車虛擬傳遞路徑示意圖

2 結(jié)果分析

2.1 虛擬TPA模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證虛擬傳遞路徑模型的正確性，將虛擬傳遞路徑法合成的車內(nèi)聲學(xué)振動(dòng)響應(yīng)與頻率響應(yīng)法結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖4所示。

圖4 頻響法與虛擬TPA結(jié)果對(duì)比

虛擬TPA合成結(jié)果與頻響結(jié)果兩者吻合較好，說(shuō)明傳遞路徑選擇正確，因此虛擬TPA模型可用來(lái)診斷車內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。以38 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值和駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)59 Hz處的峰值為例，分析各路徑的傳遞特性。

2.2 駕駛員右耳聲壓響應(yīng)貢獻(xiàn)量分析

利用虛擬傳遞路徑模型對(duì)駕駛員右耳聲壓38 Hz處峰值做分析，查找貢獻(xiàn)量較大的傳遞路徑，結(jié)果如圖5所示。圖中給出了貢獻(xiàn)量較大的10條傳遞路徑，路徑編號(hào)見(jiàn)表2，X、Y、Z表示自由度。

圖5 駕駛員右耳聲壓路徑貢獻(xiàn)量C（38 Hz）

該10條路徑對(duì)應(yīng)的路徑傳遞函數(shù)H（ω）和路徑激勵(lì)載荷F（ω）分別如圖6和圖7所示。

圖6 路徑傳遞函數(shù)H（ω）

圖7 路徑激勵(lì)載荷F（ω）

對(duì)駕駛員右耳聲壓響應(yīng)貢獻(xiàn)量最大的兩條路徑為左控制臂前安裝點(diǎn)y方向（3Y）和右控制臂前安裝點(diǎn)y方向（5Y），但這兩條路徑傳遞函數(shù)處于平均水平，而路徑激勵(lì)載荷明顯高于其他路徑，說(shuō)明輸入端載荷過(guò)大是造成這兩條路徑貢獻(xiàn)量大的原因，可通過(guò)優(yōu)化耦合處襯套剛度來(lái)減小載荷傳遞，從而控制車內(nèi)響應(yīng)。由于總響應(yīng)是各路徑響應(yīng)的矢量和，某一路徑響應(yīng)改變后，總響應(yīng)的幅值和相位都會(huì)發(fā)生改變。雖然路徑5Y當(dāng)前是負(fù)貢獻(xiàn)，但當(dāng)其他路徑響應(yīng)改變時(shí)，路徑5Y較大的響應(yīng)可能會(huì)使總響應(yīng)與其夾角小于90°，從而成為正貢獻(xiàn)，因此，優(yōu)化時(shí)應(yīng)當(dāng)考慮右控制臂前安裝襯套。

左、右后減振器安裝點(diǎn)Z向（17Z、18Z）這兩條路徑，其路徑傳遞函數(shù)高于其它路徑，路徑傳遞函數(shù)偏高是造成路徑17Z、18Z貢獻(xiàn)量大的原因，可優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)以控制傳遞函數(shù)，從而控制噪聲響應(yīng)。為驗(yàn)證虛擬傳遞路徑法查找問(wèn)題的有效性，只優(yōu)化減震器安裝襯套剛度參數(shù)來(lái)控制車內(nèi)噪聲。

左下橫臂安裝點(diǎn)y方向（12Y）和右下橫臂安裝點(diǎn)y方向（14Y）的路徑載荷同樣高于其他路徑，同時(shí)路徑12X貢獻(xiàn)量也較大，因此優(yōu)化下橫臂安裝襯套X向和Y向剛度參數(shù)有利于降低駕駛員右耳噪聲。

2.3 駕駛員座椅導(dǎo)軌振動(dòng)響應(yīng)貢獻(xiàn)量分析

單位白噪聲激勵(lì)下，駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)響應(yīng)59 Hz處峰值的虛擬傳遞路徑分析結(jié)果分別如圖8～圖10所示。

圖8 駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)路徑貢獻(xiàn)量C（59 Hz）

圖9 路徑傳遞函數(shù)H（ω）

對(duì)駕駛員座椅導(dǎo)軌貢獻(xiàn)量較大的幾條路徑為后減振器Z向（17Z、18Z）、X向（17X、18X）和后縱臂Z向（9Z、10Z），路徑傳遞函數(shù)偏高是造成路徑貢獻(xiàn)量較大的原因，可優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)來(lái)優(yōu)化路徑傳遞函數(shù)，從而控制座椅的振動(dòng)。與駕駛員右耳聲壓優(yōu)化路徑一樣，只優(yōu)化減振器襯套和縱臂安裝襯套的剛度參數(shù)來(lái)驗(yàn)證虛擬TPA的有效性。

圖10 路徑激勵(lì)載荷F（ω）

左上橫臂安裝點(diǎn)y方向（11Y）路徑載荷高于其他路徑，優(yōu)化左上橫臂的襯套剛度參數(shù)，有利于控制座椅振動(dòng)。右上橫臂安裝點(diǎn)y向（13Y）貢獻(xiàn)量同樣較大，雖然該路徑當(dāng)前是負(fù)貢獻(xiàn)，但與路徑5Y分析一致，右上橫臂安裝襯套y向剛度同樣需要優(yōu)化。

綜上所述，需要優(yōu)化的襯套有：控制臂前安裝襯套，減振器襯套，下橫臂安裝襯套，和上橫臂安裝襯套。通過(guò)優(yōu)化襯套剛度參數(shù)，改變振動(dòng)的傳遞特性來(lái)改善車內(nèi)振動(dòng)噪聲響應(yīng)。

3 優(yōu)化改善

3.1 優(yōu)化模型

根據(jù)以上分析，將需要優(yōu)化的襯套剛度參數(shù)作為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，如表3所示，襯套的原始剛度值作為優(yōu)化初始值，選擇剛度參數(shù)值上浮動(dòng)30%、下浮動(dòng)50%作為設(shè)計(jì)變量取值范圍，以38 Hz處駕駛員右耳聲壓級(jí)與59 Hz處駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)加速度的加權(quán)和最小為優(yōu)化目標(biāo)，建立如式（4）的優(yōu)化模型。

表3 優(yōu)化變量

式中：Ai、Bi分別為第i個(gè)變量的取值下限與取值上限；Pre為駕駛員右耳38 Hz處的聲壓級(jí)值，dB；Vseat為駕駛員座椅導(dǎo)軌在59 Hz時(shí)的Z向振動(dòng)加速度值，mm·s－2；β為權(quán)值，取 0.5。

在整車聲— 固耦合模型基礎(chǔ)上，建立優(yōu)化模型，提交Optistruct計(jì)算，對(duì)各襯套剛度參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

3.2 優(yōu)化結(jié)果

襯套優(yōu)化迭代歷程見(jiàn)圖11，經(jīng)過(guò)4步迭代后結(jié)果收斂。各設(shè)計(jì)變量?jī)?yōu)化結(jié)果見(jiàn)表4。

圖11 優(yōu)化迭代歷程

表4 設(shè)計(jì)變量?jī)?yōu)化結(jié)果

將優(yōu)化后的襯套剛度參數(shù)值代入原整車聲 固耦合模型中，并重新計(jì)算駕駛員右耳聲壓響應(yīng)和駕駛員座椅導(dǎo)軌振動(dòng)響應(yīng)，優(yōu)化前后對(duì)比結(jié)果如圖12所示。

襯套剛度參數(shù)優(yōu)化后，駕駛員右耳聲壓在38 Hz處減小2 dB，座椅振動(dòng)在59 Hz處改善明顯，說(shuō)明襯套剛度參數(shù)的優(yōu)化方案有效，即虛擬傳遞路徑分析模型有效。同時(shí)，優(yōu)化后的結(jié)果在某些頻率處的峰值大于原始值，這是由于對(duì)襯套的優(yōu)化方案都是針對(duì)駕駛員右耳38 Hz處和座椅振動(dòng)59 Hz處的峰值響應(yīng)，對(duì)其他頻率處的峰值未作分析及優(yōu)化，所以在其他頻率處有可能出現(xiàn)大于原始值的情況。

圖12 襯套優(yōu)化前后對(duì)比

4 結(jié)論

利用有限元方法建立整車NVH模型，并對(duì)車內(nèi)聲學(xué)振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行預(yù)測(cè)，預(yù)測(cè)結(jié)果顯示38 Hz處駕駛員右耳聲壓和59 Hz時(shí)的駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)存在較大峰值。對(duì)響應(yīng)峰值開(kāi)展虛擬傳遞路徑分析，根據(jù)分析結(jié)果，對(duì)貢獻(xiàn)量較大的路徑進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后駕駛員右耳聲壓在38 Hz處減小2 dB，座椅振動(dòng)在59 Hz處改善明顯，表明虛擬傳遞路徑分析法可查找車內(nèi)振動(dòng)噪聲產(chǎn)生的原因，是整車開(kāi)發(fā)初期診斷汽車NVH問(wèn)題準(zhǔn)確可行的方法。