基于轮心载荷的整车路噪分析与优化研究

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1、摘要

为在设计研发阶段优化国内某型MPV汽车路面噪声问题，建立整车有限元模型。通过试验测得样车在实际道路上行驶时汽车转向节处的加速度，结合逆矩阵法、主成分分析法，利用Virtual. Lab 软件求得路噪载荷激励。将该激励施加到CAE仿真模型对应位置进行计算分析，通过对比实测数据验证仿真建模的有效性。并基于整车模型进一步分析底盘关键部件对车内声压的灵敏度，依据分析结果，给出调整前副车架刚度、前控制臂刚度、前减震器衬套刚度以及后车架刚度等的解决方案包。优化后车内噪声各频率峰值均有明显降低，分贝值平均降低4.4 dB（A），对于缩短该型MPV开发周期和降低生产成本具有重要参考意义。

2、整车有限元建模

依据整车的建模准则建立整车有限元模型，包括内饰车身、悬架系统、动力系统、排气系统和传动系统等，如图1 所示。该整车模型包含1 804 195 个节点，共2 477 193 个单元。其中，厚度均匀且小于5mm的薄板结构件采用2D单元建模，厚度大于5 mm的结构选用3D实体单元。2D单元三角形和四边形的平均尺寸不超过10 mm，且最大单元尺寸小于25mm。点焊通过六面体单元连接RBE3 进行模拟，螺栓连接通过RBE2 单元模拟，胶连接用六面体单元连接相邻的两层板件模拟。

3、模型对标描述

为了提高对实车的仿真度，对于整车建模而言，需要对一些关键性的组件做进一步的对标修正。本文选择了对车辆前后减震弹簧部件、减震器部件以及底盘相关件进行基于试验方法的修正建模。汽车正常行驶在粗糙路面上时，其上安装的减震弹簧行程较小，弹簧基本处于线性变形状态。由于实车试验中测得的弹簧静态刚度为30 N/mm，采用软件模拟的方法，对弹簧模型垂直轴向施加30 N载荷，此载荷应该产生1 mm位移。通过调整弹簧材料的弹性模量直至在30 N载荷激励下产生相同位移量的方法来修正前后弹簧的材料属性。按照类似的方法，对汽车减振器和底盘相关部件进行了修正，以期达到模型仿真和试验结果相一致，如图2。

经过对比发现响应曲线和实测曲线趋势和峰值较为一致，吻合度较好，但由图4 可发现，在75 Hz～250 Hz区间，仿真计算值要低于测试值，原因为该仿真模型相对于样车在已有成果[17]上进行了优化，主要变化来自于车门、尾门、地板等，均对声压级有重要贡献，使得在90 Hz～200 Hz中频段的噪声问题得到明显改善，因此总的来说，该模型能够满足仿真分析的精度要求，可以用于路面噪声计算分析与优化。

4、整车路噪仿真分析

整车路噪仿真分析流程如图5 所示。通过试验的方法测得4 个车轮转向节处加速度，利用主成分分析技术选取主要贡献阶次，在仿真模型中直接计算轮心至响应点的传递函数，使用逆矩阵法识别路噪载荷，将该载荷施加到仿真模型的轮心处，从而进行整车路噪响应评估。

为通过整车模型有效预测车内噪声响应，需准确地识别轮心处的工作载荷。可用的工作载荷识方法有直接测量法和间接测量法，直接法仅适用于测量环境可控的实验室中，而在试车试验中工作载荷很难直接用力传感器获取，因此在实际应用中间接测量法仍然是应用最广泛且最有效的方法。间接法主要有动刚度法和逆矩阵法，动刚度法原理简单，但是由于是基于弹性元件的动刚度，便不可避免地增加了额外的动刚度试验，同时当耦合连接元件的刚度相对较大时，该方法获取的工作载荷将存在较大误差，而在近似刚性连接的情况下，其将彻底失效，因而也限制了其在实际中的应用。逆矩阵法不同于以上两种方法，是一种适用性更强的方法，其需要测试输入与输出之间的传递函数矩阵以及运行工况下的输出端的加速度响应向量，采用数值计算方法求解结构载荷向量，通过系统的运动学方程可知：

展开则有：

其中：am 为第m 个响应点的振动加速度，Fn 为第n 个激励的结构载荷，Hmn 为第n 个激励到第m 个响应点的传递函数。利用求解力-加速度传递函数的广义逆矩阵即可反求激励点的工作载荷数据，如式(3)所示：

在实际测试中，由于激励点和目标响应点的数量都是不确定的，即n ≠ m，因此式（3）中的“+”表示传递函数的广义逆矩阵。由于传递矩阵有可能是病态的会造成载荷识别错误，因此一般要求响应的个数至少是输入激励个数的两倍，即m ≥ 2n。

5、主成分分析

因汽车路面噪声是以4 个车轮为激励源，在激励源相互影响、共同作用下产生，这就意味着：

（1）不同自由度的加速度响应之间没有固定的相位关系；

（2）需要测量多个参考加速度信号；

（3）汽车的内部声场由多个不相干现象组成；

（4）运行工况测试数据需要解耦为独立的现象（即进行主分量分析）；

（5）需要单独分析每个独立现象，且每个独立现象均可以叠加。

故汽车行驶过程中每个车轮轮心处受到的力可看作是由各个加速度传感器处载荷的叠加作用所导致的。激励源之间是部分相关关系，其相关程度取决于路面特性，为解决这种由多个激励引起的耦合问题，需利用主成分分析（PCA）的方法将所受的力解耦为独立且相互正交的分量。

进行主成分分析计算时一般采用“奇异值解耦”的虚拟相关分析技术，即利用另一组虚拟正交基去表示所测得数据空间，将所测量得到的部分相关信号组利用奇异值分解（SVD）将其解耦为正交基分量（即主分量），然后其它所有测量位置的功率互谱信号都将被分解为相对于这些主分量的单个参考功率互谱，称为“虚拟功率互谱”，利用对应的主分量自谱来度量各功率互谱就可得到参考谱，称之为虚拟参考谱。

6、轮心载荷计算

使用逆矩阵法识别路噪载荷的方法可知(见式(3))，要想获取轮心处的载荷，需要已知轮心至响应点的传递函数以及响应点的加速度，可分别采用仿真和试验的方式获取。一般是在消声室环境下采用力锤激振法进行传递函数测量，但由于是针对研发设计阶段进行研究，需要在样车试验之前确定传递函数，因此直接基于整车模型分析强迫响应，在仿真模型中相应位置（4个轮心为输入点，每个点三个方向）施以单位载荷的激振力，根据转向节测点（16 个测点，每个点三个方向）的响应确定传递函数。以左前轮为例，软件仿真所得激励点（轮心）至目标点（测点FRLE：01-04）Z向的传递函数曲线如图6所示。

通过试验的方法获取汽车的加速度。选取有一定磨损的沥青道路为试验路面，为减小发动机和进排气噪声的影响，汽车采用空挡滑行，滑行初速度为60km/h，末速度为40 km/h。如图7所示，在试验样车上四个轮子的转向节处不同位置分别安装四个加速度传感器，在试验路况下测得每个轮子对应位置的振动加速度。

采用LMS Test. Lab 软件对试验数据进行分析，使用转向节测点作为参考点，每个轮心处受到的力通过分解可以近似看成由12 阶主分量所合成（4 个转向节,每个节xVz三个方向,共同对每个轮心产生作用）。无需对全部主分量进行分析，为简化计算，选取主要贡献阶次进行分析。表1列出了1～5阶主分量线性叠加的和与总和！可以看出前4阶价主分量的和与总分量基本一致（各位置均达到98.6%以上），日前4阶与前5阶主分量和的差别很小（最大为0.18dBD，故选前4阶主分量进行主成分分析。根据基于仿真得到的传递函数和基于试验得到的转向节处的经PCA分解后前4阶主分量作用下的加速度响应，由式（3市得四个轮心处受到的载荷，以左前轮为例，如图8所示。

7、问题频率点识别

将识别到的激励按照对应的加载点加载到有限元仿真模型进行强道响应分析，噪声分析的结果如图9所示，可以看出后排石侧外耳位置噪声高于60dB（A），车内噪声峰值集中在41Hz、51Hz、53.5Hz、85Hz凸入频率处，故从这凸个频率点着手进行优化。

8、基于灵敏度分析的底盘优化对建立的整车仿真模型进行 ODS（Operational Deflection Shape，工作变形模态）分析，通过仿真试验汽车模型在四个主要关注频率（41 Hz、51 Hz、 53.5 Hz、85 Hz）处的运动变形情况，通过观察不同部位刚度的改变对车内噪声的影响，确定有效的优化方案。分析表明，41 Hz处主要表现为前控制臂的运动变形，51 Hz处主要表现为前、后副车架的运动变形，53.5 Hz 处主要表现为后副车架的运动变形，85 Hz处主要表现为前减震器的运动变形。方案1：前副车架衬套刚度减半通过采用该方案，在各主要峰值处噪声控制均得到改善，前后排在51 Hz的峰值处优化尤其明显。

方案2：前控制臂与副车架连接衬套刚度减半通过采用该方案，在各主要峰值处噪声控制均得到改善，前后排在41 Hz的峰值处优化明显。方案3：前减震器上衬套刚度加倍通过采用该方案，前排和中排在 85 Hz 的峰值处噪声控制得到明显改善。方案4：后副车架衬套刚度减半通过采用该方案，51 Hz、53.5 Hz、85 Hz峰值处以及75 Hz～200 Hz范围内的车内噪声控制均得到明显改善。

3.3 综合优化方案包通过仿真试验，可以较为明显地看出，对于降低车内噪声而言，改变前、后副车架连接衬套以及减震器衬套刚度等对抑制车内噪声有明显的效果。将仿真试验中证明有效的优化方案综合成如表2所示的综合方案包，基于该方案包进行路噪仿真模拟，关注 4个主要的问题频率点，并分析优化结果（如图14所示）。