乘用车车轮销轴声学灵敏度仿真与实验分析

侯臣元，汪晓虎，王　亮，李　凤

（泛亚汽车技术中心有限公司，上海 201201）



乘用车车轮销轴声学灵敏度仿真与实验分析

侯臣元，汪晓虎，王亮，李凤

（泛亚汽车技术中心有限公司，上海 201201）

摘要：为分析路面激励引起的车内结构噪声，建立整车结构有限元模型及流体声腔有限元模型；在车轮销轴处施加激励，仿真计算车内对销轴处的声学灵敏度。对仿真结果进行功率叠加，得到车内对销轴处的整体声学灵敏度。该整体声学灵敏度可作为分析路面激励引起的车内结构噪声的依据。在同等边界条件下，对有限元计算结果进行试实验验证。通过模态贡献量分析等方法分析车身结构、后悬架等对车轮销轴声学灵敏度的贡献；对0～200 Hz车内结构噪声处理提出相应的建议。

关键词：声学；有限元法；流体-结构耦合；车轮销轴；声学灵敏度；模态贡献量分析

随着汽车在国内的逐渐普及，车辆的NVH性能也越来越得到消费者和汽车厂商的重视。用户希望从所驾驶或乘坐的车辆体验到更舒适的NVH性能，而不是一个嘈杂声音和抖动等存在的车内环境。为满足用户需求和提高自身竞争力，汽车厂商和相关学者机构等对汽车NVH进行越来越多的研究。

车内所感知到的低频噪声（0～200 Hz）主要来自于动力总成或路面激励，这些激励通过底盘系统与车身的连接点传递到车身，激励起车身各个板件的振动，向车内辐射声音，形成车内声场，从而被车内成员感知。近年来，国内外学者利用有限元法对车内的低频噪声进行了大量研究和探索，利用有限元流体-结构耦合理论来计算车内的声压，并利用声学贡献量来评价车身各个板件对车内声压的贡献，通过修改声学贡献量较大的板局部结构来降低车内噪声[1–7]。但这些分析中往往不考虑激励源和底盘系统如悬架的作用，仅从传递路径中的最后一环即构成车内的板件方面来降低车内噪声。若在进行板件声学贡献分析之前，先对噪声峰值来源进行分类，判断其产生原因，再进行有针对性的降噪，可以取得更好的效果。本文将以车轮销轴到车内乘客耳边整个传递路径为研究对象，基于功率叠加方法，分析悬架、车身对车内低频响应的贡献，为更有效的降低车内声压提供参考。

以某乘用车为研究对象，建立了除轮胎外的整车结构有限元模型，声腔流体有限元模型，并在两者之间建立流体-结构耦合。计算了车内各排座位对车轮销轴处激励的声学灵敏度，并按照相同的边界条件进行试验验证，两者取得了较好的一致性。对车内响应的主要峰值产生原因进行分析，为理解车内低频噪声产生机理及更有效降低车内声压提供了参考。

1　有限元计算模型及流体-结构耦合方程

1.1整车结构有限元模型

整车结构有限元模型含白车身、前后悬架系统、动力总成系统、转向系统、车门、天窗、车内座椅、排气系统、油箱、车内饰板、吸隔声材料及各种附加质量等。大部分系统建立了详细的有限元模型，部分系统采用集中质量或分布式质量表示等。目前，一般通过比较有限元仿真和试验结果来确认模型的正确性。本文重点对车内声学响应的计算值和试验值进行对比分析，间接证明有限元模型的正确性。

1.2声腔流体有限元模型

声腔流体有限元模型包括车内空腔子模型，座椅子模型、车门空腔子模型及IP空腔子模型等，并分别对不同子模型赋予不同的材料密度，声速及阻尼等参数，以表征各个空腔的特性；同时，根据声能在不同子模型间流动特点，在每个子模型之间建立耦合区域。流体单元类型为四面体单元。

1.3有限元流体-结构耦合方程

将车身结构视为弹性体，车身受到外界激励后引起车身板件的振动，车身板件的振动会引起车内空气流体的振动，而空气流体的振动反过来又作用于车身板件上面，于是车身板件与车内空腔形成了一个流体-结构耦合的声场系统。

边界存在阻尼时的衰减波动方程的有限元方程为

考虑作用于界面上流体压力载荷{FePr}影响的结构振动方程为

其中流体压力载荷向量{FePr}作为界面面积S上压力的积分，式中为位移单元形函数；为界面的单位法线。

将式（1）与式（5）联立可得到完整的流体-结构耦合有限单元离散化方程，即

对大部分有限元计算软件，声腔流体表面的节点可自动搜寻相邻结构表面的节点进行流体-结构耦合，但要对输出的耦合面进行检查，以防止出现不耦合或错误耦合的情形。

2　车轮销轴声学灵敏度计算及试验验证

车轮销轴声学灵敏度是指在车轮销轴中心位置处施加激励，在车内驾驶员或乘客右耳位置处计算或试验测试得到声压，最后计算声压与激励力的比值，即POF曲线。对4个销轴激励所得到的POF曲线进行功率叠加，可得车轮销轴总体POF曲线，该曲线可作为车内道路噪声评价与问题分析依据。下文以后悬架两个销轴激励时车内的响应为例进行仿真计算和试验对比分析。

仿真计算时，分别在车轮销轴X，Y，Z向3个方向（整车坐标系）施加一宽频单位力激励，输出车内驾驶员与乘客右耳处的声学响应，频率范围为0～200 Hz。试验时用力锤分别激励车轮销轴X，Y，Z向3个方向，在车内驾驶员与乘客右耳处布置麦克风拾取声学响应，拾取响应频率范围为0～200 Hz。有限元计算分析和试验时，要确保两者处于相同的边界条件。对仿真计算和试验分别得到的24个POF曲线进行功率叠加，并进行A计权可得车内各排对后轮销轴处的声学灵敏度，如图1和图2所示。

图1　车内前排对后轮销轴声学灵敏度

图2　车内第2排对后轮销轴声学灵敏度

由以上两图可以看出，计算仿真曲线和试验曲线无论是在趋势还是在峰值频率皆有较好的一致性，这在一定程度上也验证了模型的正确性。受试验样本数量的限制，部分频率两者有所背离，但在试验和计算仿真的误差范围内。

3　车轮销轴声学灵敏度分析

3.1车轮销轴声学灵敏度与后悬架车身连接点声学灵敏度对比分析

在整车结构有限元模型中，移除底盘系统，动力总成等系统，即为装饰车身有限元模型。后悬架车身连接点声学灵敏度是指基于装饰车身模型，在后悬架与白车身相连位置即拖曳臂连接点、减震器连接点及弹簧座连接点处，分别施加X、Y、Z向3个方向的宽频单位激励力，计算车内的响应，即得后悬架车身连接点声学灵敏度，共72个POF曲线。对这些频响曲线按照同样方式进行功率叠加，推导得车内前排及第2排对后悬连接点的整体声学灵敏度，如图3所示。

将图3中声仿真曲线与图1，图2中仿真计算曲线进行比较，一定程度上可判断峰值是来自于传递路径中的后悬架还是来自车身结构。

将相对误差定义为式中 fall为后轮销轴声学灵敏度计算曲线峰值频率；ftrim为后悬架车身连接点声学灵敏度计算曲线峰值频率；

图3　后悬架车身连接点声学灵敏度

两种声学灵敏度计算的主要峰值频率对比如表1和表2所示。

表1　前排声学灵敏度峰值频率对比

表2　第2排声学灵敏度峰值频率对比

由表1和表2可以看出，后轮销轴声学灵敏度和后悬架连接点声学灵敏度在峰值频率上具有很高的一致性，这表明装饰车身和声腔系统这一传递路径对0～200 Hz大部分峰值的产生是有贡献的。但两者的曲线变化趋势又明显不同，后轮销轴声学灵敏度在低频段（0～20 Hz）有一较大斜率，使响应幅值随频率增大而迅速变大，从而在20 Hz～60 Hz之间有了较大的幅值，而后悬架连接点灵敏度在该频段则是一缓慢上升的曲线。可以推理得出，后悬架对这一频率范围的声学灵敏度起到放大作用。

3.2 0～60 Hz峰值模态贡献量分析

以39 Hz及46 Hz为例，对0～60 Hz之间的后轮销轴声学灵敏度进行模态贡献量分析，如图4、图5所示。

图4　39 Hz峰值模态贡献量分析

图5　46 Hz峰值模态贡献量分析

由图4、图5中可以看出，39 Hz峰值的主要贡献模态为42.94 Hz及37.10 Hz，46 Hz峰值的主要贡献模态为43.41 Hz。观察这些频率的模态振型，可以发现其整车结构部分多表现为整车呼吸模态等形式，而后悬架则表现为悬架的刚体模态，尤其是前后运动的刚体模态对此频段贡献较大。因此，对0～60 Hz频率范围的降噪工作应从两方面着手，一是提高车身刚度来抑制整车呼吸振动幅值或对各个车身区域的贡献进行相位匹配，即减小正贡献区域的贡献量，增大负贡献区域的贡献量。二是调校后悬架与车身的连接衬套动刚度。

图6为对拖曳臂与车身连接衬套的X向刚度进行改变后前排的声学灵敏度变化，衬套X向动刚度分别取1 530 N/mm、100 N/mm、3 000 N/mm。可以看出该刚度对0～60 Hz附近的幅值有较大影响，最大有5 dB左右。

图6　后悬拖曳臂衬套刚度对前排声学灵敏度影响

3.3 60 Hz～200 Hz峰值模态贡献量分析

在图3中可以看到，在后悬架连接点的灵敏度分析结果中70 Hz处的峰值并不明显，但在图1和图2所示的后轮销轴灵敏度分析结果中，70 Hz附近峰值特别突出。对该频率进行模态贡献量分析，结果如图7所示。

图7　70 Hz模态贡献量分析

由图7可以看出，70 Hz峰值的主要贡献模态为70.14 Hz，观察其振型，可以发现明显的后悬架柔性模态。因此，后悬架柔性模态对该处峰值做出了突出贡献。100 Hz处的峰值产生原因与70 Hz处相同。悬架柔性模态是一定存在的，因此，对这种类型的峰值，一般是对传递路径中各个系统进行避频来降低峰值。

4结　语

(1)利用有限元流体-结构耦合理论计算车内对后轮销轴声学灵敏度仿真计算，计算结果与实车测试之间有较好一致性；

(2)整车后轮销轴声学灵敏度和装饰车身后悬架连接点声学灵敏度在峰值频率上具有很高的一致性，这表明装饰车身和声腔系统这一传递路径对这些峰值是有贡献的，但两者的曲线变化趋势又明显不同；

(3)对20 Hz～60 Hz，装饰车身的呼吸模态对这个频段峰值有较大贡献，后悬架刚体模态对这个频率范围的声学灵敏度有放大作用；提高装饰车身的整体刚度和调试后悬架衬套动刚度是降低这个频段噪声的有效方向；

(4)对60 Hz～200 Hz，后悬架柔性模态对这个频段峰值起较大的作用。

参考文献：

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中图分类号：O422.6

文献标识码：A

DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.021

文章编号：1006-1355(2016)01-0097-04+199

收稿日期：2015-05-18

作者简介：侯臣元（1980-），男，硕士生，工程师主要研究方向：汽车振动与噪声。E-mail:hcy31311@163.com

Simulation and TestAnalysis ofAcoustic Sensitivity of Vehicle Spindles

HOU Chen-yuan,WANG Xiao-hu,WANGLiang,LIFeng

(PanAsia TechnicalAutomotive Centre Co.Ltd.,Shanghai 201201,China)

Abstract:To analyze the structural noise of vehicles induced by road-surface excitations,a detailed full vehicle structure model and a fluid cavity model were built with finite element method,and the coupled fluid-structure equations were derived.Based on the models,the acoustic sensitivity of a car to the spindle was simulated by applying an excitation force at the rear-axle spindle.The acoustic sensitivity of the whole vehicle to the rear spindle could be acquired by superposition of the simulation results,which could be used to evaluate and analyze the structure noise from the road-surface excitations.Results of the finite element analysis were verified by the tests under the same boundary conditions.Through modal contribution analysis,the contributions of the vehicle structure,rear suspension etc.to the acoustic sensitivity of the spindles were obtained.Some measures for reducing the structural noise in the frequency band from 0 to 200 Hz were suggested.

Keywords:acoustics;finite element method;fluid-structure coupling;vehicle spindle;acoustic sensitivity;mode contribution analysis