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車內(nèi)低頻路噪問題的分析與控制

2020-07-18 00:00:25·  來源：汽車NVH之家  
　
摘要：針對某車型低頻路噪大問題，建立時域弱耦合傳遞路徑分析模型，進行傳遞路徑貢獻量分析,識別出后縱臂為主要傳遞路徑。對車身進行模態(tài)測試分析，后側(cè)圍部位
摘要：針對某車型低頻路噪大問題，建立時域弱耦合傳遞路徑分析模型，進行傳遞路徑貢獻量分析,識別出后縱臂為主要傳遞路徑。對車身進行模態(tài)測試分析，后側(cè)圍部位在問題頻率存在呼吸模態(tài)。通過優(yōu)化后縱臂襯套隔振及抑制車身板件振幅，有效降低車內(nèi)路噪。 
 
前言
隨著我國汽車工業(yè)的快速發(fā)展及其在大眾生活中的普及，作為重要品質(zhì)感的NVH性能越來越受到消費者和汽車制造廠商的重視，近幾年來NVH控制技術(shù)在國內(nèi)汽車廠家得到了較快的發(fā)展，車內(nèi)整體噪聲水平有了明顯降低[1]。但隨之出現(xiàn)的問題是路噪、風(fēng)噪更加凸顯，尤其是路面激勵產(chǎn)生的低頻噪聲，長時間作用會使人產(chǎn)生疲勞和煩躁，對車內(nèi)駕乘舒適性有較大影響，路噪問題的分析和控制，成為一個日益重要的課題[2-3]。本文以一款車型為例，對傳遞路徑和車身響應(yīng)進行了分析，識別出主要影響因素并進行了優(yōu)化，最終達到理想的改善效果。
 
1 問題描述
某車型在主觀評價時發(fā)現(xiàn)，中低車速粗糙路面上行駛時，車內(nèi)有明顯的隆隆聲。通過對不同路面對比評價，發(fā)現(xiàn)粗糙路面上該問題較為嚴(yán)重，而在光滑路面上，問題會明顯減弱；另外在不同檔位分別評價，無論加速或減速，帶檔滑行與空檔滑行，車內(nèi)的“隆隆”聲變化很小。從以上評價可以總結(jié)出，此問題與動力系統(tǒng)相關(guān)性較小，主要與路面激勵有關(guān)，可以初步判定為路噪問題。
為了更進一步對問題進行明確，需進行客觀測試。試驗路面選取試驗場內(nèi)的粗糙路，參考GB/T18697-2002 標(biāo)準(zhǔn)在車內(nèi)駕駛員耳旁位置布置麥克風(fēng)，如圖1所示[4]。
連接LMS 噪聲采集設(shè)備，在50 km/h 車速下進行測試，然后進行頻譜分析，由于此問題聲音頻率較低，因此頻譜數(shù)據(jù)主要查看200 Hz 以下頻率范圍，結(jié)果如圖2所示。
從頻譜圖可以看出，在70 Hz、90 Hz、165 Hz 和200 Hz左右頻率處，均存在噪聲峰值，直接從圖上很難判斷主觀聽到的問題聲音由哪個峰值引起，需結(jié)合Test.Lab軟件中的濾波功能進行分析。分別濾掉上述4個頻率段回放，與原聲音樣本進行對比，發(fā)現(xiàn)濾掉90 Hz 頻段后聽到的聲音中隆隆聲明顯減小，清晰度改善明顯，而濾掉其它頻段變化不大，可以確定此問題主要由90 Hz處噪聲峰值引起。
 
圖1 麥克風(fēng)布置位置
 
圖2 路噪頻譜圖
2 問題發(fā)生機理
對于車輛由于路面激勵產(chǎn)生的噪聲，按問題發(fā)生的頻率（如圖3）和人的主觀感受主要分為以下4種。
 
圖3 路面噪聲問題分類示意圖
①頻率范圍在30 Hz～50 Hz左右的“鼓噪”聲，主觀表現(xiàn)為對人耳的壓迫感，嚴(yán)重時可以導(dǎo)致耳朵疼痛。
②頻率范圍在80 Hz～140 Hz 左右的“路噪”聲，主觀表現(xiàn)為“隆隆”聲。
③頻率為200 Hz 左右的輪胎空腔噪聲，主觀感受聲音頻率比“路噪”聲略高，通常為類似金屬敲擊的嗡嗡聲。
④頻率為400 Hz 以上的輪胎花紋噪聲，通常表現(xiàn)為“沙沙”的聲音，且聲音的頻率隨著車速的不同而變化。
路面噪聲問題依據(jù)發(fā)生機理的不同，一般分為結(jié)構(gòu)傳遞噪聲和空氣傳遞噪聲，通常對于①、②和③類問題，主要由結(jié)構(gòu)傳遞產(chǎn)生，而對于④類問題，主要由空氣傳遞產(chǎn)生，傳遞路徑示意圖如圖4所示。
 
圖4 傳遞路徑示意圖
本文發(fā)生的問題對應(yīng)于第②種噪聲，由結(jié)構(gòu)傳遞引起，激勵源為路面，當(dāng)車輪在粗糙路面上行駛時，凹凸不平的路面結(jié)構(gòu)給輪胎一個隨機的振動激勵，振動從輪胎胎面?zhèn)鬟f到軸頭，再從軸頭分別通過懸架、副車架等部件傳遞到車身，最終激勵起車身上的板件模態(tài)而產(chǎn)生轟鳴聲[5-7]。
3 原因分析
3.1 傳遞路徑模型建立
傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，簡稱TPA）是一種基于試驗的振動噪聲分析方法，一般將整個系統(tǒng)劃分為幾個較為獨立的子結(jié)構(gòu)，每個子結(jié)構(gòu)都以傳遞函數(shù)來表征其結(jié)構(gòu)特性[8]。傳遞路徑分析的核心思想是將機械系統(tǒng)簡化為“激勵源-傳遞路徑-響應(yīng)點”的分析模型[9]，如圖5所示。
 
圖5 遞路徑數(shù)學(xué)模型
激勵源隔振元件傳遞率加速度阻抗聲學(xué)靈敏度響應(yīng)
根據(jù)路噪產(chǎn)生機理，引起主駕右耳路噪大的激勵源為路面，由于路面激勵難以直接獲取，本文假設(shè)軸頭為激勵源，響應(yīng)點為主駕右耳，結(jié)合實車結(jié)構(gòu)，對該車型開展時域傳遞路徑分析,共識別路噪傳遞路徑16條，具體如表1所示。
根據(jù)表1中路噪傳遞路徑，在HEAD Prognoise中建立全程時域傳遞路徑分析模型如圖6所示。
表1 路噪傳遞路徑
 
 
圖6 全程時域傳遞路徑分析模型
3.2 試驗參數(shù)獲取
為獲取各車身安裝點的加速度阻抗和車身聲學(xué)靈敏度，將車輛放置于隔離振源的半消聲試驗室，在軸頭、懸架、副車架、縱臂車身安裝點分別布置加速度傳感器，軸頭和縱臂傳感器布點見圖7、圖8所示。
主駕右耳布置麥克風(fēng)，用力錘依次激勵各車身安裝點，試驗采集系統(tǒng)為HEAD，采樣頻率設(shè)置為4 000 Hz，每次敲擊采集時間為2 s，每組數(shù)據(jù)敲擊10次。在Artemis 中導(dǎo)入處理測試數(shù)據(jù)，調(diào)用Transfer Function函數(shù)計算各車身安裝點的加速度阻抗和車身聲學(xué)靈敏度。
 
圖7 軸頭布點
 
圖8 縱臂布點
在粗糙路面50 km/h工況下，測量軸頭和各車身安裝點振動。試驗采集系統(tǒng)為HEAD，采樣頻率設(shè)置為4 000 Hz，采集時間為10 s，在Artemis中導(dǎo)入處理測試數(shù)據(jù)，調(diào)用Transfer Function函數(shù)計算隔振元件傳遞率。
3.3 路徑貢獻量分析
將加速度阻抗、車身聲學(xué)靈敏度、隔振元件傳遞率導(dǎo)入分析模型，并進行擬合計算，對比實測數(shù)據(jù)與擬合結(jié)果，所關(guān)注頻率（90 Hz附近）擬合結(jié)果一致性較好，見圖9所示。
 
圖9 主駕右耳噪聲實測數(shù)據(jù)與擬合結(jié)果
對比各路徑90 Hz附近擬合結(jié)果，路徑“左后軸頭→左縱臂車身安裝點→車內(nèi)”和“右后軸頭→右縱臂車身安裝點→車內(nèi)”擬合結(jié)果較其它路徑偏大，為主要貢獻路徑，各路徑擬合結(jié)果如圖10所示。
在整車坐標(biāo)系下將兩條主要貢獻路徑的貢獻分別分解到X、Y 和Z 3 個方向[10]，通過對比分析，Z 向貢獻大是導(dǎo)致這兩條路徑貢獻大的主要原因，見圖11所示。
 
圖10 各路徑貢獻
在HEAD Prognoise中對兩條主要貢獻路徑Z向的隔振元件傳遞率、車身聲學(xué)靈敏度進行優(yōu)化分析，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化隔振元件傳遞率和車身聲學(xué)靈敏度可明顯降低兩條傳遞路徑Z向貢獻量，如圖12所示。
3.4 車身排查
為進一步排查車身貢獻點，測試整車板件模態(tài)，將車輛放置于隔離振源的試驗室，低頻體積聲源置于車內(nèi)，見圖13所示。
 
圖11 貢獻分解
 
圖12 優(yōu)化前、后擬合結(jié)果
在車身頂棚、車門、側(cè)圍、后背門、地板各板件處分別布置加速度傳感器，用聲音激勵采集車身板件振動，試驗采集系統(tǒng)為LMS Test.Lab，分析帶寬為200 Hz，頻率分辨率為0.39，試驗結(jié)果取30次平均測試整車板件模態(tài)，數(shù)據(jù)顯示86.6 Hz側(cè)圍部位呈現(xiàn)呼吸模態(tài)，見圖14所示。
綜合以上傳遞路徑分析和車身模態(tài)分析結(jié)果，此車型路噪問題，是由于路面激勵通過后縱臂傳遞到車身側(cè)圍板件，引起車身側(cè)圍振動共振，壓迫車內(nèi)聲腔產(chǎn)生。
 
圖13 低頻體積聲源布置位置
 
圖14 側(cè)圍86.6 Hz模態(tài)
4 方案制定及驗證
對上述兩條主要路徑進行模態(tài)測試，該路徑未發(fā)現(xiàn)問題頻率模態(tài)，排除該路徑部件模態(tài)共振引起，為減小振動傳遞，將后縱臂襯套硬度由64 HR 降至50 HR，直徑由57 mm增至70 mm進行驗證，見圖15所示。
 
圖15 襯套部件圖
為減小側(cè)圍板件振動幅值，在側(cè)圍內(nèi)外板之間增加夾角板方案，見圖16所示。
將上述2 種方案均實施在整車進行驗證，主觀評價車內(nèi)“隆隆”聲明顯減小，測試數(shù)據(jù)顯示，在問題頻率段噪聲峰值降低7.7 dB(A)，測試數(shù)據(jù)見圖17所示。
 
圖16 側(cè)圍增加夾膠板方案圖示
 
圖17 襯套優(yōu)化后車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)
5 結(jié)語
通過本問題的解決，獲得以下結(jié)論：
(1)全程時域傳遞路徑分析，可以在一個“多輸入-多輸出”系統(tǒng)中全面和系統(tǒng)地對路噪問題進行診斷分析。
(2)后縱臂襯套剛度優(yōu)化、側(cè)圍鈑金增加夾膠板方案，能夠有效減小輪胎到車內(nèi)的傳遞和響應(yīng)，降低車內(nèi)低頻路噪。
(3)在設(shè)計過程中應(yīng)綜合考慮懸架傳遞路徑及車身模態(tài)對車內(nèi)路噪的影響。
作者：
趙偉豐 王文彬 周浩東 
長城汽車股份有限公司
 
 
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