轮胎/路面噪声的结构传递路径分析

余雄鹰，闵福江，文 伟，赵立峰，刘 勇

(1.长安汽车工程研究总院，重庆 401120;2.汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室，重庆 401120)

前言

汽车的车内外噪声对车辆的舒适性和产品的认同度产生重大影响。多年来，研究人员把发动机和传动系统噪声作为研究重点，且取得了良好的效果。随着动力系统噪声的降低，轮胎/路面噪声和风噪等其他噪声成为研究重点［1－2］。

轮胎/路面噪声可按照噪声频率分为0－100Hz低频段噪声和100Hz以上的高频段噪声。低频段噪声容易引起乘员乘坐时的不舒适感。严重时甚至会引起乘员恶心和呕吐等现象。

目前各国都非常重视交通噪声污染问题，纷纷采用声屏障和低噪声路面等手段降低噪声污染。文献［3］中对轮胎胎面(包含轮胎接地前边缘和后边缘)与胎侧振动特性的差异进行研究，并提出预测胎面振动水平的方法;文献［4］和文献［5］中对轮胎花纹噪声的优化方法进行了研究。而从车体结构设计方面对轮胎/路面噪声进行控制的文献较少。传递路径分析(transfer path analysis，TPA)是一种以试验为基础的方法，可让NVH工程师找出影响振动和噪声的关键路径，从而有的放矢地改进设计。该项技术在国外已有较为成熟的应用［3－5］，国内的相关研究与应用多集中于动力总成和相关隔振系统等方面［6］，轮胎/路面噪声问题则鲜有涉及。

本文中主要针对低频段噪声，对轮胎、悬架及其与车身连接点等路径进行传递路径分析，确定从各路径传递的激励能量在总能量中所占的比重，找出对车内噪声起主导作用的零部件，并进行改进，以降低车内噪声;同时为乘用车轮胎/路面噪声研究提供一种思路。

1 传递路径分析基本理论

在线性系统的假设基础上，系统总响应可以表示为各传递路径贡献量的线性叠加［7］:

式中:Pk为乘员位置k处的总声压;Pijk为传递路径i在j方向对乘员位置k总声压的部分贡献。

式中:Hijk为传递路径i在j方向到乘员位置k的传递函数;Fij为传递路径i在j方向的耦合激励力。

传递路径分析中，首先根据不同性质的问题，明确所需分析的耦合点(激励点)，然后估计各耦合激励力和传递函数。

1.1 耦合激励力的测量方法

结构声传递路径分析的耦合激励力的获取方法主要有直接测量法、动态复刚度法、激励点反演法和矩阵求逆法4种［8－10］。由于前3种在实际使用中所受的约束条件较多，因此本文中主要介绍矩阵求逆法。

对于线性系统，当有激励力 F1，F2，…，FN时，存在响应X1，X2，…，XM，由系统的运动方程可得到耦合激励力的估计式为

简写为

式中:{FN}为耦合激励力向量;{XM}为响应点上的工作响应向量，称 X1，X2，…，XM为参考自由度;HMN=XM/FN为由输入{FN}到响应{XM}的传递函数。

为抑制噪声，并使估计出的耦合激励力更加精确，应使参考自由度数M不小于耦合激励力数N(传递路径数)。在使用矩阵求逆法时还应注意:参考自由度须取在被动方，尽量分布在耦合点附近;测量频响函数HMN时，主动方应在各耦合点处与被动方解耦并从耦合点移走，以消除激励源之间相互耦合的影响。

1.2 传递函数的测量

与激励力相对应的传递函数很容易通过试验测量得到，也可以通过数值或解析计算得到。通过试验测量传递函数需要解耦，在耦合点用力锤或者激振器激励，测量系统目标点的响应。另外一种测量方法是利用线性系统的互易性原理，在目标点激励，然后测量耦合点的响应。例如，利用互易性原理测量车身声压-力传递函数，可在人耳处放置空间无指向声源作体积速度激励，然后测量车身和底盘耦合点的加速度响应。

2 路面和底盘振动噪声传递路径的分析

2.1 传递路径分析

根据传递路径的不同，路面和底盘振动噪声通常被分为空气传递噪声和结构传递噪声两种［11－12］，图1为其传递系统图。

空气噪声传递路径主要考虑两个方面:一是空气噪声的大小，路面空气噪声主要为轮胎与地面摩擦产生的辐射噪声。二是整车隔吸声性能是否满足设计要求。

结构噪声传递路径主要考虑3个方面:轮胎/车轮对路面激励力的传递函数、悬架系统对路面激励力的衰减与传递特性和底盘悬架系统与车身连接点动刚度及车身声学振动特性［13－14］。

2.2 模型结构

路面和底盘振动噪声的结构传递路径多且较复杂，在建模过程中应结合实际情况进行适当简化。

从图2可以看出，轮胎/路面噪声的传递路径非常多，如果对每一条路径都进行测试，要花费大量的人力、物力、财力和时间。因此，在实际应用中，应先进行零部件(车身、轮胎、悬架和副车架等)模态测试、声腔模态分析和主贡献量分析等试验，缩小传递路径诊断的范围，以提高工作效率。

3 实例分析

某款轿车(前悬架为独立悬架，后悬架为扭梁式悬架)主观驾评过程中，发现当车辆以50km/h的速度行驶于水泥粗糙路面时，车内产生严重的“隆隆声”(以后排最为明显)，严重影响乘坐舒适性。下面应用传递路径分析方法对该款轿车轮胎/路面噪声进行研究。

3.1 结构传递路径分析

由于主观评价认为后排“隆隆声”比前排明显，所以初步断定“隆隆声”从后轮传递到车内。为进一步确认噪声传递路径，对前后车轮运用主贡献量分析技术确认前后车轮对后排噪声的贡献量，结果如图3所示。

从图3可以看出，该车轮胎/路面噪声主要是后车轮振动与噪声的贡献，且主要问题频率为50Hz。因此可将该车轮胎/路面噪声的传递路径进行简化，如图4所示。

图4表明，轮胎/路面噪声通过左后悬架弹簧、左后减振器、右后悬架弹簧和右后减振器与车身的连接点以及后桥左、右侧与车身的连接点等6条路径传递到车内。因此，可将上述车身侧6个连接点定义为后排“隆隆声”的激励点，每个激励只考虑x，y，z 3个平动自由度而忽略3个旋转自由度，则共有6×3=18条传递路径。

由式(1)和式(2)可知，车内噪声可表示为

式中:Hij为第 i条传递路径在 j方向(x，y，z 3个方向)的声-振传递函数，可通过试验直接测出;Fij为第i条传递路径在j方向的耦合激励力，可表示为

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式中:H1，1，H1，2，…，H18，18为输入力 Fi到响应 Xi的传递函数;X1，X2，…，X18为实际工况下各参考自由度的响应。

3.2 传递路径试验

试验在整车半消声室内分两步进行。

(1)将样车置于消声室转鼓上，变速器挂空挡(样车为手动挡变速器)，由转鼓拖动后轮转动，测试50km/h匀速工况下各参考自由度的加速度和车内目标点声压。

(2)测量各传递路径到目标点的声-振传递函数和各传递路径激励力到各参考自由度加速度响应的传递函数。

用锤击法测量各频响函数时，应拆掉后桥、减振器和悬架弹簧，并将其移走，以消除激励源耦合的影响;力锤在图4所示的6个车身连接点的x，y，z 3个方向上分别进行激励，同时测量车内目标点的声压信号和18个参考自由度的加速度响应，试验实况如图5所示。

3.3 试验结果

将测得的各路径激励点到各参考自由度的频响函数和50km/h时各参考自由度加速度频谱代入式(6)，即可求得50km/h时各传递路径耦合激励力。将各传递路径耦合激励力频谱和各激励点到目标点的声-振传递函数代入式(5)，即可得到由轮胎引起的结构传播噪声的合成噪声，如图6所示。

从图6可以看出，车内噪声的模拟计算结果与测试数据吻合较好，证明计算结果可信。各传递路径对车内噪声的贡献量可由耦合激励力和声-振传递函数根据式(5)计算得出。

由于主要问题频率为50Hz，所以图7只列出了50Hz时各路径对车内噪声的贡献量。

从图7可以看出，左右后桥连接点z向和左减振器z向在传递路径上贡献较大，要解决后排噪声问题，必须对这几条路径进行优化。

3.4 改进措施

影响结构传播噪声的主要因素是激励力和声-振传递函数，因此结构传播噪声贡献分析可以从激励贡献和声-振传递函数贡献两方面考虑。由于后桥的激励贡献大于其至车内的声-振传递函数的贡献，因此，将改进方向确定为减小后桥对车身的激励力。

后桥衬套刚度对后桥的隔振性能有很大影响，降低衬套的刚度能够提高后桥的隔振性能，降低车内噪声，但是后桥衬套刚度降低会对整车的操纵稳定性能有影响。为兼顾操纵稳定性和隔振性，特将后桥结构进行修改，使其衬套成“外八字”形，该种结构可以产生y方向的分力，在衬套刚度较低的情况下，仍然保证较好的操纵稳定性，改进前后结构如图8所示。

后桥改进前后车内噪声频谱如图9所示。

图9表明，对后桥结构进行改进后，车内噪声在50Hz处降噪明显(降低了4dB(A))，有效控制了结构噪声的传递，成功解决了该车轮胎/路面噪声问题。由于改进后桥使车内噪声达到可接受的范围，因此未对左减振器z向传递路径进行改进。

4 结论

在分析底盘激励力及其传递路径的基础上，建立了路面和底盘振动噪声的结构传递路径分析模型，并进行了结构传递路径试验，得到以下结论:

(1)利用矩阵求逆法计算出各传递路径的耦合激励力，并通过计算得到车内目标点的合成噪声，计算结果与实测结果吻合较好;

(2)利用频谱贡献云图分析了各结构传递路径对车内噪声的贡献，结果表明，左、右后桥连接点z向和左减振器z向对车内噪声的贡献量较大。

(3)通过对后桥结构进行改进，降低了后桥对车身的激励力，有效控制了结构噪声的传递，成功解决了该车的轮胎/路面噪声问题。

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