【ATC优秀论文8】轮心力提取在整车路噪仿真中的应用

《轮心力提取在整车路噪仿真中的应用》

李京福  王吉祥 王臻 乔鑫

华晨汽车工程研究院 CAE工程室

通常情况下，车辆在常规车速下（60km/h-80km/h）的粗糙路面上行驶时，由于路面噪声掩蔽发动机噪声和风噪，使得路噪问题尤为突出。然而，鉴于我国交通公路等现状，此类行驶状态在国内非常普遍，因此整车路噪NVH(噪声、振动和舒适性)的性能逐渐成为用户对车辆整体平顺性和安静满意度的重要因素之一。

通常影响整车结构NVH性能的因素分为三大类：

• 激励源：轮胎/车轮与路面不规则性相互作用产生主轴载荷

• 底盘/悬架衰减

• 车身结构的声学灵敏度
  

为了了解和量化激励源，尝试了几次直接测量轮心力的方法，但直接测量的方法 会带来一些困难。例如测压元件测量时需要承受整车的重量而且还需要更改车轮的结构，并且也很难测量出一个频带上的动态载荷。为了耐久性和车辆动态应用，一些传感器制造商已经建造了旋转轮式测力计。由于其耐久性和车辆动态应用的特点，旋转轮测力计主要设计为低频范围，通常小于80Hz，这对于整车路噪NVH的应用是不够的。本文介绍了一种试验和仿真结合的手段提取轮心力的方法，解决来量化NVH仿真输入的问题[1]。

为了排除发动机激励对测试信号的影响，需要在粗糙路面进行。在转向节上布置4个不在同一平面的三轴加速度传感器每个车轮可增加1个布点以备用，需要在发动机附件增加1个测量发动机阶次传感器和由于各测点非同时测量，需要额外选取一个参考加速度测点作为相位参考并且不能为转向节上的布点，此参考点应在整个试验过程中保持不动，若试验中同步采集了车内响应，也可选取车内加速度响应作为参考点,测得布置如图1所示。

测试中可以根据传感器通道个数来确定测试的批次。可分为4轮，2轮或1轮来进行；数据采集长度要求采样率1024Hz，分辨率1Hz，输出各测点Autopower spectrum，整个测试数据长度至少大于10s。每一批次测试输出一个UNV或UFF文件，其中应包含所有测点的时域数据，若同时采集了车内振动及噪声响应，也可包含其中一起导出，加速度信号的单位应为mm/s^2；声压信号单位应为Pa。

图1 测点布置

测试道路应该平直，无明显破损，纵坡不大于1%，背景噪声应至少小于被测噪声10dB。试验车辆满足整车技术要求；每个道路工况至少测试三次并检查每次试验间各个测点的采集数据的一致性，左右轮对称测点间的一致性，通常情况下左右侧对应位置的加速度响应基本一致。转向节上测点加速度响应大小顺序为Z向＞X向＞Y向，如图2所示。

图2 某测点加速度曲线

Altair NVHD模块目前为汽车行业用于整车路噪的公认的一个工具，NVHD中集成了个系统装配，流程化管理，工况定义等功能，便于CAE工程师操作减少建模时间。并且在NVHD中通过多种诊断的方法便于找出整车路噪的问题。本文基于NVHD搭建整车模型，包括：Trimmedbody模型、声腔、刚性动力总成模型、底盘（前悬麦弗逊，后悬多连杆）、转向系统、排气等系统。各子系统间的连接采用Connector管理，可快速实现不同状态的切换，如图3所示。

底盘的相关衬套采用设计部门提供的参数，部分未提供参数采用经验值，后期可进行修改。整车路噪分析采用100Hz的底盘衬套动刚度。

图3 整车有限元模型

底盘减震器衬套刚度对整车NVH性能有较大影响，底盘衬套参数采用实测值，在模态分析、怠速工况分析时，底盘衬套采用振幅±0.5mm，20Hz的动刚度；路噪、发动机加速等工况分析时，底盘衬套采用振幅±0.05，100Hz时的动刚度，满足低频大振幅，高频小振幅的要求。

在完整的整车模型基础上，去除轮胎模型，底盘衬套采用100Hz时的动刚度，在NVHD中减振器处于unlock状态。在转向节中心位置（制动盘与转向节轴承连接位置）加载单位力及单位力矩，四个轮子依次加载，每个加载对应一个工况，共24个工况。响应点必须包含各转向节上的加速度测点，并包含关注的响应点，如图4所示。

图4 有限元模型测点

因为轮心力乘以轴头到某响应点的传递函数得到响应，那么轮心力就等于响应除以传递函数。逆矩阵法是根据转向节传函特性和实测加速度，在实际工况下间接计算主轴力。Altair公司自主开发的Spindle Loads Utility Tool，为一般的NVH仿真工程师提供一个自动化的、易于使用的工具，同时避开轮胎建模和路面扫描，来提高CAE整车模型的精度。但不足的是只能在样车后得到载荷，不能在更早期进行问题预测。

图5 轮心力提取流程图

输入转向节测点加速度时域信号,进行FFT变换，指定参考信号，将数据保存PSD结果*.uff，导入仿真计算的轮心传函结果文件*.pch，如图5所示。对于路噪的应用，车辆的悬架系统可以建模为一个具有多个输入和多个输出的线性系统。在主轴负载估计中，输入X是作用于主轴与车轮之间的负载，输出Y是悬架振动响应, Hs为悬架振动与响应之间的频率响应函数(FRF)矩阵。对于线性稳定系统，如果系统的输入是随机的，并且是部分相关的，那么系统的响应也是随机的、部分相关的。在这种情况下，输入和输出分别用功率谱密度矩阵Gf和Ga表示。输入输出功率谱密度矩阵的关系式符合：

上标H表示转置，那么：

上标+表示求逆，矩阵Hs通常是一个矩形矩阵，直接求逆是不可能的。利用奇异值分解(SVD)方法实现了Hs的伪逆[2]。典型SVD如式(3)所示，

Hs是一个M*N的矩阵，U是一个M*N的列向量矩阵，W是一个N*N的对角线矩阵，有正的或零的元素(奇异值)，V是一个N*N的正交矩阵。在大多数情况下，轮心测点的数量都大于响应点，矩阵U和V都是正交的，并且有以下关系：

伪逆过程的准确性是获得质量结果的关键。为了检查Hs矩阵的SVD求逆的准确性，从Gf中计算出一个矩阵Gb，与公式(1)中所示的Ga进行比较，比较Ga、Gb，如果Ga_Gb % error较小，则说明转向节测试数据及整车有限元模型精度高，可用于后期的整车路噪工况分析及诊断优化。Altair公式开发的Spindle Loads Utility Tool工具有检查轴头力功能，生成Ga_Gb % error柱状图。Ga_Gb % error需要小于0.4，如部分通道Ga_Gb % error值大于0.4，需要去除这些通道，直到所有通道Ga_Gb % error小于0.4，如图6所示。

图6 误差验证

经过逆矩阵法最终得到了一个较为准确的轮心力，基于轮心力进行仿真计算并与实际的测试曲线进行对比，校验模型和载荷是否准确。通过将主轴力与车体FRF矩阵(Hv)相乘，可以计算出主轴力(Gf)的车体水平响应(Gp)，如式(5)所示；

由于Gf输入是一个非确定性输入，因此会丢失其他信息，从而阻止动画、灵敏度、TPA等后处理结果的进一步可用性。在这个过程中，我们使用主向量方法来使用确定性输入，从而支持所有必要的后处理结果。最终Gf会处理为24*24的矩阵，每一行代表总载荷的分量，共24个分量，这些分量是线性无关，通过解耦得到的而最终的结果是将24个分量工况结果进行RSS。而Altair的Spindle Loads Utility Tool工具会在求解Gf后自动生成一个包括24个工况的头文件并通过OptiStruct进行计算。

 最初的仿真结果与试验结果相比，在低频25~35Hz，110~140Hz，180~190Hz偏大5dB以上，在200~300Hz偏小5dB左右，如图7。

图7 仿真结果

对28~35Hz处的仿真结果，进行工况贡献量分析，找到贡献量最大的主分量，进而针对该主分量进行GPA&ODS分析，如图8所示。得知主要贡献为门和天窗的运动导致，然而闭合件的密封条等参数采用的是经验值，将密封条，缓冲块等参数由经验值修正至设计值，修正天窗的建模方法等方式结果基本接近于测试曲线。

图8 GPA&ODS

对110~140Hz处的车内噪声响应测点位置和仿真测点位置存在一定的差异，且仿真中采用的是5座声腔，而试验是7座，因此修正响应点位置及声腔为7座版声腔，结果基本接近。

对180~190HzODS分析发现，制动钳抖动明显导致此频率下载荷有明显的峰值，如图9所示，显然制动钳和转向节之间的螺栓建模存在问题，螺栓连接的部位很小刚度不够。

图9 问题频率动画

更新模型以修正错误的建模方法的，制动钳模态提升，前轮Y向轮心力在180Hz下降5N。180Hz处响应下降5dB与试验一致。最终除50Hz处红色 区域两个峰值是发动机的阶次激励引起的外。驾驶员内耳的响应结果仿真与测试结果基本保持一致，如图10所示，但在低频40Hz以下存在一定差异，由于低频载荷较大，悬浮系统在低频范围内存在非线性、大变形导致的误差。

图10 对标结果

通过建立并验证轮心力载荷提取的实验方法和步骤，最终经过仿真与试验的对标验证，证明了轮心力载荷提对整车路噪仿真分析的可行性和适用性。然而由于低频载荷较大，悬浮系统在低频范围内存在非线性、大变形导致有些误差，并且轮心力载荷提取仅适用于存在样车的设计阶段，存在一些滞后性。

参考文献

[1]  Perry Gu, Joe Juan, Archie Ni and James Van Loon, “Operational Spindle Load Estimation Methodology for Road NVH Applications” ,SAE, 2001-01-1606

[2]  Brian Y. Cho, “Spindle Load Application for NVH CAE Models by Using Principal Vector Approach” ,SAE, 2005-01-1505