路面谱激励整车噪声分析流程开发研究

沈 阳，黄元毅，梁静强，常光宝，吕兆平

(上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西 柳州 545007)

0 引 言

随着人们生活水平及消费水平的日益增长，对于汽车品质的要求也愈加苛刻。目前，NVH(噪声、振动与声振粗糙度)性能作为汽车乘坐舒适性的关键因素，其传递给用户的感受最直接，已成为评判汽车品质的重要依据之一。汽车振动和噪声的主要振动源为路面不平度激励和发动机振动。路噪是指道路激励噪声，即由于轮胎受粗糙路面的激励，直接(空气声)或由底盘间接(结构声)传递到车厢内部的噪声[1-3]。路面不平度激励引起的车身振动不可避免，其频率为5～60 Hz，以车身板件为主产生的振动噪声在30～300 Hz 的低、中频范围内，此为路面激励引起车内结构噪声的主要频率段，亦为顾客容易感受到的频率段。因此，如果能采用CAE(计算机辅助工程)技术，在设计阶段预测出车内的噪声水平，准确快速提出优化方案，进行风险规避，对提高汽车产品的竞争力具有十分重要的意义。

对于路面激励噪声的研究一直是NVH行业最大难题之一。近十年来，关于整车路噪分析的研究很多，其中大部分研究通常依靠样车测试，通过获取车身底盘接附点的载荷力进行路面噪声分析[4-5]，将NVH的设计理念前移到了整车开发的中期，但测试过程繁琐，且需要样车。也有部分研究通过样车获取轮轴中心力进行路面噪声分析[6-7]，其中运用频响函数矩阵求逆法的研究较多[8]。该方法需要在结构的不同部位施加人为激励获得响应，并进行复杂的数值计算，进而得到频响函数矩阵，具有工作量大、成本高、耗时长等缺点。该方法仍需要依赖样车的测试，对样车的依赖严重拖后NVH仿真在整车开发中的前期指导作用。此外，还有部分研究通过虚拟路面的数学构建，进行了整车噪声分析的尝试[9-10]，虽有一定效果，但路面的构建脱离了实际，对工程的指导作用有限。

基于以上背景，为解决整车开发早期没有载荷谱无法进行整车路面激励噪声预测的困境，通过路面测试对路谱激励转化进行了研究，基于模态轮胎理论构建了模态轮胎模型并集成于整车仿真模型，进而建立了整车路噪标准分析流程，为整车产品路面振动噪声性能设计提供了有效的工程仿真手段。

1 路噪标准分析流程的建立

基于路面谱的测试和模态轮胎模型的构建,对整车仿真模型进行了随机噪声响应分析，建立了路噪分析的标准流程，可快速高效的实现不同路面类型、轮胎类型、车速下的路噪仿真分析。该分析流程不依赖于具体车型，适用于任何搭载此款轮胎的车辆，最大程度地实现了整车路噪NVH仿真方法的可移植性。分析流程见图1。

图1 整车路噪标准分析流程Fig. 1 Standard analysis flow for whole vehicle road noise

图1中：

1)测试真实路面不平度，得到路面对于基准平面的高度沿道路走向长度的变化，并通过傅里叶变换将其转换为频域的功率谱(PSD)，用于描述其统计特征，作为整车路面激励输入。

2)基于模态轮胎建模理论，经过轮胎静态和动态测试、轮胎参数化建模及仿真、模型线性化等过程，最终建立模态轮胎并集成于整车模型。

3)通过HyperMesh 建模软件分别建立车身结构有限元模型、声腔模型和底盘有限元模型，并将其搭接成整车分析模型。

4)基于NVHD的路噪仿真工具和随机响应分析理论，导入路面激励输入和整车模型传递函数计算车内声压响应，将仿真结果与测试结果作对比，从而验证仿真模型及仿真方法的可靠性。

5)针对问题频率，确定主导车轮，基于主导车轮开展TPA(传递路径分析)分析，从而锁定关键路径的传函和接附力。对于传函较大的路径，使用节点贡献量、模态贡献量、灵敏度分析及优化手段来采用优化NTF(声传函)、VTF(振动传函)和动刚度；对于接附力较大的路径，通常可对弹性连接进行调教。

2 模态轮胎与整车分析模型的建立

整车NVH仿真必须具有预测及解决NVH问题的能力。准确可靠地有限元模型是整车NVH仿真的基础。采用HyperMesh建模软件分别建立了车身结构和声腔耦合的有限元模型及底盘有限元模型，并将模态轮胎模型集成到搭接好的整车有限元模型中，从而进行后续整车随机噪声响应分析优化。

2.1 模态轮胎模型构建

轮胎构建流程见图2。

图2 模态轮胎模型构建过程Fig. 2 Construction of modal tire model

图2中，路面激励通过轮胎传递到悬架和车身。考虑到轮胎的结构特性，路面激励将被过滤或放大。因此，整车仿真模型需包含轮胎特性，从而有效再现路噪问题。模态轮胎的创建经过轮胎测试、轮胎建模及仿真、模型线性化等流程[11]。

2.1.1 模态轮胎建模理论

考虑到轮胎的非线性特性及充气、接地和轴荷等因素的影响，有限元模型很难直接应用于整车NVH仿真分析。目前国际上最有效的方法即在整车有限元模型中匹配线性化后的模态轮胎模型，进而完成路面谱激励工况下的整车噪声分析与优化。

单一轮胎的动力学方程可描述为：

(1)

式中：M和K分别为轮胎的质量矩阵和刚度矩阵；b为边界结构；a为非边界约束结构；ua为物理空间坐标，如式(2)：

ua=Φaiξi

(2)

式中：Φai为特征向量矩阵；ξi为模态空间坐标。

将物理空间坐标ua转换为模态空间坐标ξi，式(1)可重构为式(3)：

(3)

定义：

(4)

式中：mii和kii分别为模态质量矩阵和模态刚度矩阵。基于式(4)，式(3)可以表示为：

(5)

(6)

定义Kbi为模态空间的反作用力，则有：

(7)

因此，由式(5)可得：

kii(ξi-Ψibub)=fi

(8)

对式(8)求解，可以得到模态空间坐标ξi，进而由式(2)转化为与轮毂连接点物理空间坐标ua。

2.1.2 模态轮胎模型

根据模态轮胎建模理论，可以建立用于整车路噪分析的模态轮胎仿真模型。模型主要由以下4个部分组成：轮胎接地点ub，为全约束状态；轮胎与轮毂连接点，模态轮胎通常与轴头连接并集成于整车仿真模型；表征轮胎模态属性的模态质量、模态刚度和Ψib；不参与计算的PLOTE单元，用于直观地显示轮胎振型的特征。最终生成的模态轮胎模型包含121个轮胎接地点、轮胎与轮毂连接点、50 km/h车速下刚度矩阵、质量矩阵、阻尼矩阵等信息。模态轮胎模型如图3。

图3 模态轮胎模型Fig. 3 Modal tire model

2.2 整车分析模型的建立

2.2.1 车 身

车身模型如图4。对于大部分的零件如车身、闭合件、玻璃等，采用壳单元模拟。对于主要的附件，采用CONM2(集中质量点)模拟。采用RBE2或RBE3单元将CONM2单元连接在车身安装位置。CONM2的位置为部件的质心位置。某些较大的部件包含惯量属性，如备胎、油箱、蓄电池、仪表装饰、散热器总成等等，此时CONM2单元也需赋予相应的惯量属性。对于非结构质量，如地毯、防火墙隔音隔热垫等，使用NSML1模拟。输入总重量，并选中目标区域，HyperMesh自动计算得到单位面积质量(即质量除以面积)。

图4 车身有限元模型Fig. 4 Vehicle body finite element model

2.2.2 声 腔

为了提高仿真精度，声腔模型包含座椅声腔、车门内外板之间的声腔、侧围外板的声腔。声腔模型如图5。

图5 声腔有限元模型Fig. 5 Acoustic cavity finite element model

2.2.3 底 盘

悬架模型如图6。对大部分的结构等采用壳单元和实体单元模拟，部件之间的连接使用NVHD中的Connector来管理。

图6 底盘有限元模型Fig. 6 Chassis finite element model

3 路 谱

路谱作为车辆路面行驶工况的一个输入源，获得一个真实准确的路面激励对于整车噪声分析尤为重要。以往的整车路面噪声分析通常基于识别车身底盘接附点的力或者车轮轴心力来作为激励输入源。然而这些方法极其依赖样车的测试，且过程繁琐，影响整车的开发周期。此外，还有基于路面不平度白噪声激励模拟方法来构建虚拟路面，进行整车噪声分析。此方法虽有一定效果，但在实际工程应用中指导作用有限。笔者进行了真实路面谱的测试，对道路几何信息激光扫描，得到路面对于基准平面的高度沿道路走向长度的变化，即路面不平度函数，并通过傅里叶变换将其转换为频域的功率谱，用于描述其统计特征。

3.1 路谱扫描

光滑沥青路面为典型的客户使用路面。选定光滑沥青路面为测试路面，并对该路面几何形状进行了扫描。此类路面在各连续路段统计学上相似，满足稳态和随机的特性。

如图7，在车辆轮胎处布置4个激光传感器(内置加速度传感器)用于位移采集，在车轮处布置编码器用于车速及路面长度(根据车速及滚动周长换算得到)采集。试验时，车辆以一定的速度行驶，激光传感器扫描地面，从而得到位移振动信息。同时，对同步采集的加速度信号进行积分处理得到车体运动信息。最后，去除车体运动的影响，得到路面不平度的试验数据如图8。图8中：FL、FR、RL、RR分别为左前轮、左后轮、右前轮、右后轮。

图7 路面测试布置Fig. 7 Road test layout

图8 路面不平度Fig. 8 Road surface irregularity

3.2 路谱数据分析

通过测试采集得到的路面不平度数据为路面距离下的高度形式，对其进行快速傅里叶变换(FFT)可以得到空间频率的功率谱，如图9。路面谱表示与车速无关，因此一旦路面被测量，可以被用于其他车辆模拟和其他的车辆速度。

图9 空间频率路面功率谱密度Fig. 9 Road surface PSD vs space frequency

路面对轮胎的激励主要在垂向和纵向。将路面谱根据行车速度由空间频率转换成时间频率，转换式如：

(12)

式中：f为时间频率， Hz；Ω为空间频率，圈/mm；S(f)为时间频率功率谱密度，mm2/Hz；S(Ω)为空间频率功率谱密度， mm2/(圈/mm)；v为车速， mm/s。转换之后的时间频率谱如图10。

图10 时间频率路面功率谱密度Fig. 10 Road surface PSD vs time frequency

4 整车路噪分析及优化

车辆受路面激励如图11。路面谱激励为随机激励，将在不同的时间点产生不同的组合方式，意味着总的响应将不再确定，此时确定激励分析将不能很好的预测整车响应[12]。随机响应分析的能量叠加法则可用于预测此类激励下的整体响应。即：

(10)

图11 车辆路面激励 Fig. 11 Road surface excitation of vehicle

路面谱激励噪声分析集成与道路谱激励相关的各种路面几何信息、模态轮胎信息、车辆行驶速度信息等，生成各类基于轮胎位移的整车NVH分析标准工况。

随机响应计算公式如式(11)：

Sxx(ω)=H(ω)Sff(ω)H(ω)H

(11)

式中：Sxx(ω)为响应PSD谱；Sff(ω)为输入PSD谱；H(ω)和H(ω)H分别为输入点到响应点传递函数及其共轭转置函数。

路面PSD谱包含4个车轮各1个自谱和各车轮之间的互谱。自谱为自相关函数的傅里叶变换，从频率域对随机过程做统计描述，表征了信号自身的相关性。互谱为互相关函数的傅里叶变换，代表了两个信号之间在幅值和相位上的相互关系，如果互谱为0，则表示两个信号完全不相关。

随机响应分析流程分成两个步骤：①计算整车从输入点到响应点的传递函数，即轮胎接地点到响应点，如驾驶员左耳、转向盘3点等；②传递函数模的平方乘以路面的PSD谱，输出响应点的响应PSD谱。第二步可以当作对传递函数结果的后处理。这两个步骤可以在OptiStruct中一次完成。鉴于目前轮胎模型的局限性，仿真输出的频率范围为20～150 Hz，主要考虑驾驶员右耳的噪声问题。

首先将仿真结果与测试结果进行对比，如图12。图12中仿真曲线为典型用户路面1在50 km/h车速下的仿真计算结果。由图12可见，仿真结果与测试结果整体趋势接近，仿真结果均体现了在测试结果中出现的主要问题点。因此，仿真模型及仿真方法是可靠的。

针对以往车型中问题较多的50 km/h工况进行路面激励噪声分析。通过主观评价，发现样车在低频段存在轰鸣声。对比客观测试数据，亦可发现在低频段样车的噪声响应水平明显高于标杆车，如图12，仅针对低频段进行优化。

图12 仿真与测试结果对比Fig. 12 Comparison between simulation and test results

对于路噪随机响应分析，按照以往分析经验，总结了如图 13的优化流程。即针对问题频率，首先确定主导车轮，然后基于主导车轮开展TPA分析，从而锁定关键路径的传函和接附力。对于传函较大的路径，通常可使用节点贡献量、模态贡献量、灵敏度分析及优化手段来采用优化NTF、VTF和动刚度。对于接附力较大的路径，通常可对弹性连接进行调教。

图13 路噪优化诊断流程Fig. 13 Diagnostic process of road noise optimization

根据响应分析、TPA分析、模态贡献量分析、节点贡献量分析结果，分别对顶盖、尾门和侧门进行优化，即：重新调整顶盖横梁位置，加强尾门锁扣区域，在侧门内外板加支撑。优化方案组合如图14。优化后，效果比较明显。

图14 优化方案Fig. 14 Optimization scheme

优化后，在低频段噪声下降幅度较大，如图15。

图15 工况优化效果Fig. 15 Optimization results

基于优化方案进行样件试制，试验结果如图16。

图16 测试验证结果Fig. 16 Test validation results

5 结 语

笔者提出的路面谱激励整车噪声分析流程方法，解决了无样车状态下整车开发前期如何准确预测路面激励噪声问题，提供了一种较为准确的整车模拟仿真分析方法，可综合考虑车身与动力底盘之间的匹配关系。该方法从整车角度进行模拟仿真，根据传递路径分析结果对车身与动力底盘系统进行整车匹配，可有效指导优化方向，避免盲目设计。该方法既可用于前期的NVH问题预测也可用于后期的NVH改进。