基于传递力的低频路噪研究与控制

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【摘要】为解决某车型低频路噪过大的问题，利用工作载荷识别的动刚度法，推导出车身侧受力与底盘接附点传递函数、车身接附点传递函数和衬套动刚度参数相关，在此基础上建立了整车路噪仿真模型，进行传递路径贡献分析，识别出扭梁衬套为主要传递路径，通过降低衬套刚度参数改善车身接附点受力，从而降低车内噪声。实车验证结果表明，采用低频低动刚度、高阻尼的液压衬套，可以改善车内低频压耳噪声问题，同时提升冲击余振性能。

关键词：低频路噪工作载荷识别传递路径分析液压衬套

1 前言

NVH 性能是反映汽车品质的重要指标。近年来，汽车 NVH 性能控制技术发展迅速，汽车整体舒适性得到了大幅提升。但是路噪问题一直存在，尤其是路面激励产生的低频压耳噪声，会使人疲劳和烦躁，严重时会影响乘员身心健康。目前，针对路面激励导致的低频压耳噪声，大多开展传递路径分析[1-2]，主要通过控制车身模态及面板响应[3-4]来降低压耳噪声，没有解释载荷对低频压耳噪声的影响。本文在明确低频压耳噪声产生机理的基础上，基于传递力特性研究悬架激励力控制方法，通过整车仿真分析判断噪声主要传递路径，并通过改善底盘悬架载荷，改善低频压耳噪声问题，最后通过实车试验验证该方法的有效性。

2 路面激励低频压耳噪声产生机理

整车路面激励导致的低频压耳感是路面随机激励经底盘件（轮胎、悬架）传递到车身过程中，悬架模态与车身钣金件模态或后背门模态耦合产生的[5]，主要频率为20~50 Hz，传递原理如图1所示。激励源是轮胎，轮胎在路面上行驶时，受到路面纵向（X向）激励，绕轮心旋转模态被激励，如图2所示。

3 工作载荷识别理论

动刚度法载荷识别模型如图 3 所示，该模型描述了底盘（源）和车身（响应）2 个独立子系统，底盘和车身间用衬套连接。其中：节点 1 和节点 2为底盘内部节点，节点 3 和节点 4 为车身内部节点；f Cs 为在底盘子系统上施加的外力，f C2、f B3 分别为子系统之间的相互作用力；u C2、u B3 分别为子系统之间施加的力产生的位移响应；pB 4 为车内目标点声压级（Sound Pressure Level，SPL）响应。

根据图3中子系统传递特性可得：

式中，HC21为底盘子系统节点1到节点2的传递函数；HC22 为底盘子系统节点 2 的原点频率响应函数；HB33为车身子系统节点3的原点频率响应函数。

根据平衡条件可得：

对于结构噪声，工作载荷的获取方法有直接法、动刚度法和矩阵求逆法。直接法需要安装力传感器，实际应用较少。动刚度法是利用弹性元件动刚度计算载荷的一种方法。工作载荷受力可以利用弹性元件动刚度与位移相乘得到[6]，可表示为：

式中，K为衬套动刚度。

将式（1）~式（3）带入式（4）可得：

由式（5）可知，车身侧受力与底盘接附点传递函数、车身接附点传递函数和衬套动刚度相关。底盘和车身结构确定后，可以通过改变衬套刚度参数改善车身接附点受力。

根据系统传递特性可得车内声压级响应为：

式中，HB

4 3 为车身子系统节点 3 到节点 4 的传递函数。

将式（5）带入式（6），可得：

由式（7）可知，通过降低衬套刚度参数可以降低车内人耳处响应。

4 路噪问题诊断及优化

4.1 整车有限元建模及分析

本文采用虚拟试验场和高精度轮胎模型开展路噪仿真。虚拟试验场建模是通过特定的设备将试验场地表面的形貌记录下来并转换为可加载的激励信号的建模方法。本文采用的轮胎模型由轮胎、轮胎空腔及车轮3个部分组成，可在0~300 Hz范围内准确模拟轮胎的力传递特性。在此基础上，本文建立了精度较高的整车有限元模型，如图4所示。

在数据设计阶段，针对某车辆路噪性能进行仿真分析，采用粗糙沥青路面谱信息，随机激励加载方式。该车前悬架为麦弗逊悬架，后悬架采用扭力梁结构，仿真车速为 60 km/h，驾驶员位置人耳处声压频谱分解结果如图5所示。

4.2 传递路径分析

图5中主要存在4个峰值（32 Hz、120 Hz、150 Hz、210 Hz），其中 32 Hz为低频噪声，超标严重，主观感受是存在压耳感，影响乘员体验。本文针对该频段峰值进行传递路径分析（Transfer Path Analysis，TPA）[6]。

32 Hz噪声TPA结果如图6所示，贡献量最大的2 个路径分别是扭力梁左、右侧衬套安装点 X 向。进一步分析 32 Hz 处的噪声传递函数（NoiseTransfer Function，NTF）以及该点载荷受力，结果如图7、图8所示。从图7中可以看出，扭力梁左、右侧衬套安装点 X 向声压级为 50 dB（A），满足指标要求，而这2个安装点X向载荷力较大。