[摘要]汽車開發(fā)過程中NVH性能貫徹始終,本文針對某款國產(chǎn)汽車開發(fā)過程中,在測試試驗樣車車內(nèi)噪聲時路面激勵引起的駕駛員右耳噪聲過大問題，采用試驗與有限元技術相結合的方式，以實驗測量結果作為激勵，進行基于CAE的傳遞路徑分析，對比試驗結果，證明CAE傳遞路徑分析的可行性。針對試驗測得駕駛員右耳53Hz出現(xiàn)峰值問題，進行分析，最終成功的尋找出原因。

關鍵詞：傳遞路徑分析，路面激勵，有限元法，聲固耦合

引言：隨著中國汽車產(chǎn)業(yè)的迅猛發(fā)展，汽車保有量的持續(xù)升高，汽車的舒適性越來越受到人們重視，在新車選購中，振動與噪聲是用戶最直接的體驗，振動與噪聲常常作為汽車好壞的重要評價。為增強市場競爭力，汽車生產(chǎn)商越來越重視汽車NVH性能，汽車的振動噪聲往往作為新車亮點之一。路面不平度引起的振動是汽車行駛中三大噪聲源之一，其主要頻率集中在300Hz以下，尤其是在粗糙路面上行駛，路噪問題尤為突出。大多數(shù)解決路噪問題的手段是采用試驗為主的傳遞路徑分析（TPA）方法，找出對車內(nèi)噪聲起主導作用的路徑，通過控制和改進這些路徑以使車內(nèi)噪聲控制在預定的目標線下。經(jīng)典傳遞路徑分析中振動頻響函數(shù)（FRF）或聲傳遞函數(shù)（NTF）比較容易獲得，但載荷識別精度對其準確性有著重要的影響，且在試驗中對周圍環(huán)境的要求比較高。目前可行的識別方法有三種。第一種是直接通過傳感器測得，實際使用中對傳感器的精度要求往往較高，且使用中需要合適的安裝空間與安裝表面。第二種針對軟懸置動剛度法，由懸置的動剛度乘以變形量得出工作載荷。盡管動剛度法是一種快速的載荷識別方法，但由于很難獲得準確的動剛度數(shù)據(jù)而限制了其應用，第三種互逆法由被動邊的指示點響應乘以FRF矩陣的偽逆得到載荷力，但由于FRF矩陣病態(tài)會造成偽逆問題，指示點的數(shù)目一般為傳遞路徑載荷力數(shù)目的兩倍以上。對于復雜的汽車工況而言，非常耗時，會延長開發(fā)周期。本文針對某車型的路面噪聲問題，提出將實驗TPA方法與CAE技術相結合，首先通過試驗中直接測量的相關激勵源在光滑瀝青路面60km/h力譜作為CAE分析的激勵源，利用基于邊界元的聲傳遞向量法計算車內(nèi)聲壓，求解出駕駛員右耳處20Hz~200Hz頻段內(nèi)1/3倍頻程濾波的各中心頻率處的A級聲壓，與試驗中駕駛員右耳處所采集的聲壓數(shù)據(jù)進行對比以驗證CAE結果分析的準確性。接下來采用基于CAE分析的傳遞路徑分析（Transfer path analysis-TPA），來評價激勵源到接收點的每個路徑能量的矢量貢獻，從而確定引起該車路面噪聲的原因。

1分析原理路面與輪胎相互作用通過懸架將振動傳遞到車身，車身壁板振動產(chǎn)生的噪聲在車內(nèi)密閉空間內(nèi)由空氣傳播，在駕駛員右耳處形成了聲壓，同時車身壁板的振動還受到空氣的制約，壁板振動作用在空氣上，同時空氣的振動也反作用在壁板。因此在分析駕駛員右耳處的聲壓時需考慮結構振動與聲場的相互作用，進行聲固耦合的模態(tài)分析，將結構的動力方程與流體連續(xù)性方程

其中，下標s表示結構；下標f表示流體

N和sN分別表示流體壓力形函數(shù)矩陣和結構形函數(shù)矩陣。真空中的結構模態(tài)：

剛性容器下的流體模態(tài)：

將方程（2）至方程（12）代入方程（1）中得結構和流體系統(tǒng)總體方程在模態(tài)坐標下表示：

2可行性檢查

2.1試驗數(shù)據(jù)采集（1）激勵點選取有研究表明,轎車在50~60km/h速度在干燥道路上行駛時,車內(nèi)噪聲的主要成分是輪胎/路面噪聲，在粗糙路面行駛，路噪問題更為突出。路面對車輪激勵力通過懸架結構經(jīng)多條路徑傳遞到車身，傳遞路徑主要有兩條：一條是通過懸架彈簧和減振器傳到車身懸架彈簧上座，另一條是通過托架傳遞到車身托架的支撐部位。因此分析不同點的激勵在駕駛員右耳處的響應來考察路面噪聲是否滿足一定的技術要求，在試驗測量中選用如下14個點最為激勵點的測點，如圖1所示：

（2）試驗工況試驗路面選用粗糙路面，路面四周空曠，背景噪聲比被測噪聲低15dB(A)以上，樣車以60Km/h的速度在粗糙路面勻速滑行。（3）數(shù)據(jù)采集加速度傳感器布置測試樣車圖1所示激勵點處，用BSWA公司的麥克風測量駕駛員右耳處的聲壓，采集數(shù)據(jù)通過商業(yè)數(shù)測軟件進行處理，得到CAE分析可用數(shù)據(jù)。2.2    CAE仿真由于路面激勵的能量主要分布在100Hz以下，由路激引起的車身結構振動頻率主要集中在200Hz以下低、中頻范圍內(nèi)，因此進行有限元分析求解頻率范圍定為20-200Hz。CAE建模，進行基于NTF的路噪分析，模型在符合實際樣車的剛度與重量的同時需簡化計算規(guī)模，故去除一些與路面激勵引起的車內(nèi)噪音無直接關聯(lián)的部件，最終采用在整備車身模型的基礎上去除動力總成，排氣系統(tǒng)，傳動軸，懸架及輪胎等部分，即Trimmed Body（TB)。前處理在Hypermesh中進行，將所需幾何模型導入、劃分網(wǎng)格、定義材料屬性、質量配重、零件連接、用試驗測得的激勵力譜作為有限元模型激勵測點處的加載。計算模型網(wǎng)格基本采用10mm劃分的SHELL單元，螺栓采用RBE2模擬，焊點采用acm與cweld模擬，粘膠采用adhesives模擬，質量配重采用CONM2模擬，共有單元1544592個，重量790.5Kg車身模如圖2所示。

聲腔模型的搭建，首先把圍成車內(nèi)封閉空間的板件提取出來，然后在搭建好的模型上的節(jié)點生成聲腔外表面。聲腔模型采用尺寸為50mm的PSOLID單元模擬。如圖3所示：

將搭建好CAE模型導入Nastran求解器進行模態(tài)頻率響應分析。

2.3試驗測試數(shù)據(jù)與仿真結果對比駕駛員右耳處聲壓與試驗中測得數(shù)據(jù)進行對比，如圖4所示：

圖示對比結果顯示，試驗測得駕駛員右耳處聲壓與CAE分析所得結果相符度較高，故可以通過CAE仿真進行各激勵點噪聲貢獻量分析。3 在53Hz出現(xiàn)峰值噪聲原因分析3.1傳遞路徑分析針對傳遞路徑進行分析當系統(tǒng)中有多個不相關的激勵源時，可以采用單個互譜的方法與其他激勵源分離。單參考的數(shù)據(jù)作為輸入，進行每個分量的噪聲貢獻量分析。總激勵下在駕駛員右耳聲壓分析中發(fā)現(xiàn)在53Hz時出現(xiàn)最大值。針對每個激勵源進行分析求解的駕駛員右耳處聲壓，分析結果如圖5所示：對該點有明顯影響的激勵點有左前減振器Y向激勵、右后減振器Z向激勵、右后拖拽臂Y向激勵、連桿右上X向激勵。

3.2激勵源分析    針對傳遞路徑分析中對駕駛員右耳噪聲有明顯影響的4 個激勵點，分析其試驗采集的路面激發(fā)現(xiàn)在53Hz附近均有峰值，如圖6 所示。

為區(qū)分激勵點對53Hz峰值影響是由于路面激勵頻率或是結構剛度不足，更改試驗采的激勵數(shù)據(jù)，將以上問題點的53Hz前后3Hz范圍內(nèi)激勵力力譜峰值改為緩平曲線，進行各自的總激勵下駕駛員右耳處聲壓分析，分析結果如圖7所示：

從圖示響應圖可以看出，更改激勵數(shù)據(jù)將53Hz附近激勵力峰值去掉后，峰值處有所降低。3.3更改結構剛度將右后拖拽臂激勵點，左前減震器激勵點，右后減震器激勵點，連桿右上激勵點處的結構通過更改材料楊氏模量與更改板厚來提高其結構剛度，結構不改變，進行駕駛員右耳噪聲聲壓貢獻量分析對比，結果如圖8所示：

通過分析圖可以看出，53Hz峰值基本不變。綜上分析，可以得出結論，針對駕駛員右耳53Hz處峰值問題，與激勵力處結構剛度無關，是由于路面激勵力力譜在53Hz處有峰值。4    結論與展望   本文通過有限元方法進行某車型53Hz路噪問題進行傳遞路徑分析，成功的通過控制變量的方法尋找處駕駛員右耳處噪聲在樣車試驗中出現(xiàn)峰值的原因。為進一步工程師進行降噪優(yōu)化提供參考，同時也為今后進行真實路況下車內(nèi)噪聲的預測提供了方法。利用該方法可以進一步的收集不同懸架結構在多種路面激勵下的激勵數(shù)據(jù)，在新車設計中CAE階段模仿樣車試驗進行車內(nèi)噪聲分析，使得傳遞路徑分析法使用更普及，節(jié)省新車設計周期與成本，提高新車設計質量。作者：劉偉1，薛超1，夏洪兵2，王平1作者單位：1天津科技大學，2中國汽車技術研究中心

來源：2016汽車NVH控制技術國際研討會論文集