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车内低频路噪问题的分析与控制
2020-07-18 00:00:25· 来源：汽车NVH之家
摘要：针对某车型低频路噪大问题，建立时域弱耦合传递路径分析模型，进行传递路径贡献量分析,识别出后纵臂为主要传递路径。对车身进行模态测试分析，后侧围部位
摘要：针对某车型低频路噪大问题，建立时域弱耦合传递路径分析模型，进行传递路径贡献量分析,识别出后纵臂为主要传递路径。对车身进行模态测试分析，后侧围部位在问题频率存在呼吸模态。通过优化后纵臂衬套隔振及抑制车身板件振幅，有效降低车内路噪。
前言
随着我国汽车工业的快速发展及其在大众生活中的普及，作为重要品质感的NVH性能越来越受到消费者和汽车制造厂商的重视，近几年来NVH控制技术在国内汽车厂家得到了较快的发展，车内整体噪声水平有了明显降低[1]。但随之出现的问题是路噪、风噪更加凸显，尤其是路面激励产生的低频噪声，长时间作用会使人产生疲劳和烦躁，对车内驾乘舒适性有较大影响，路噪问题的分析和控制，成为一个日益重要的课题[2-3]。本文以一款车型为例，对传递路径和车身响应进行了分析，识别出主要影响因素并进行了优化，最终达到理想的改善效果。
1 问题描述
某车型在主观评价时发现，中低车速粗糙路面上行驶时，车内有明显的隆隆声。通过对不同路面对比评价，发现粗糙路面上该问题较为严重，而在光滑路面上，问题会明显减弱；另外在不同档位分别评价，无论加速或减速，带档滑行与空档滑行，车内的“隆隆”声变化很小。从以上评价可以总结出，此问题与动力系统相关性较小，主要与路面激励有关，可以初步判定为路噪问题。
为了更进一步对问题进行明确，需进行客观测试。试验路面选取试验场内的粗糙路，参考GB/T18697-2002 标准在车内驾驶员耳旁位置布置麦克风，如图1所示[4]。
连接LMS 噪声采集设备，在50 km/h 车速下进行测试，然后进行频谱分析，由于此问题声音频率较低，因此频谱数据主要查看200 Hz 以下频率范围，结果如图2所示。
从频谱图可以看出，在70 Hz、90 Hz、165 Hz 和200 Hz左右频率处，均存在噪声峰值，直接从图上很难判断主观听到的问题声音由哪个峰值引起，需结合Test.Lab软件中的滤波功能进行分析。分别滤掉上述4个频率段回放，与原声音样本进行对比，发现滤掉90 Hz 频段后听到的声音中隆隆声明显减小，清晰度改善明显，而滤掉其它频段变化不大，可以确定此问题主要由90 Hz处噪声峰值引起。
图1 麦克风布置位置
图2 路噪频谱图
2 问题发生机理
对于车辆由于路面激励产生的噪声，按问题发生的频率（如图3）和人的主观感受主要分为以下4种。
图3 路面噪声问题分类示意图
①频率范围在30 Hz～50 Hz左右的“鼓噪”声，主观表现为对人耳的压迫感，严重时可以导致耳朵疼痛。
②频率范围在80 Hz～140 Hz 左右的“路噪”声，主观表现为“隆隆”声。
③频率为200 Hz 左右的轮胎空腔噪声，主观感受声音频率比“路噪”声略高，通常为类似金属敲击的嗡嗡声。
④频率为400 Hz 以上的轮胎花纹噪声，通常表现为“沙沙”的声音，且声音的频率随着车速的不同而变化。
路面噪声问题依据发生机理的不同，一般分为结构传递噪声和空气传递噪声，通常对于①、②和③类问题，主要由结构传递产生，而对于④类问题，主要由空气传递产生，传递路径示意图如图4所示。
图4 传递路径示意图
本文发生的问题对应于第②种噪声，由结构传递引起，激励源为路面，当车轮在粗糙路面上行驶时，凹凸不平的路面结构给轮胎一个随机的振动激励，振动从轮胎胎面传递到轴头，再从轴头分别通过悬架、副车架等部件传递到车身，最终激励起车身上的板件模态而产生轰鸣声[5-7]。
3 原因分析
3.1 传递路径模型建立
传递路径分析（Transfer Path Analysis，简称TPA）是一种基于试验的振动噪声分析方法，一般将整个系统划分为几个较为独立的子结构，每个子结构都以传递函数来表征其结构特性[8]。传递路径分析的核心思想是将机械系统简化为“激励源-传递路径-响应点”的分析模型[9]，如图5所示。
图5 递路径数学模型
激励源隔振元件传递率加速度阻抗声学灵敏度响应
根据路噪产生机理，引起主驾右耳路噪大的激励源为路面，由于路面激励难以直接获取，本文假设轴头为激励源，响应点为主驾右耳，结合实车结构，对该车型开展时域传递路径分析,共识别路噪传递路径16条，具体如表1所示。
根据表1中路噪传递路径，在HEAD Prognoise中建立全程时域传递路径分析模型如图6所示。
表1 路噪传递路径
图6 全程时域传递路径分析模型
3.2 试验参数获取
为获取各车身安装点的加速度阻抗和车身声学灵敏度，将车辆放置于隔离振源的半消声试验室，在轴头、悬架、副车架、纵臂车身安装点分别布置加速度传感器，轴头和纵臂传感器布点见图7、图8所示。
主驾右耳布置麦克风，用力锤依次激励各车身安装点，试验采集系统为HEAD，采样频率设置为4 000 Hz，每次敲击采集时间为2 s，每组数据敲击10次。在Artemis 中导入处理测试数据，调用Transfer Function函数计算各车身安装点的加速度阻抗和车身声学灵敏度。
图7 轴头布点
图8 纵臂布点
在粗糙路面50 km/h工况下，测量轴头和各车身安装点振动。试验采集系统为HEAD，采样频率设置为4 000 Hz，采集时间为10 s，在Artemis中导入处理测试数据，调用Transfer Function函数计算隔振元件传递率。
3.3 路径贡献量分析
将加速度阻抗、车身声学灵敏度、隔振元件传递率导入分析模型，并进行拟合计算，对比实测数据与拟合结果，所关注频率（90 Hz附近）拟合结果一致性较好，见图9所示。
图9 主驾右耳噪声实测数据与拟合结果
对比各路径90 Hz附近拟合结果，路径“左后轴头→左纵臂车身安装点→车内”和“右后轴头→右纵臂车身安装点→车内”拟合结果较其它路径偏大，为主要贡献路径，各路径拟合结果如图10所示。
在整车坐标系下将两条主要贡献路径的贡献分别分解到X、Y 和Z 3 个方向[10]，通过对比分析，Z 向贡献大是导致这两条路径贡献大的主要原因，见图11所示。
图10 各路径贡献
在HEAD Prognoise中对两条主要贡献路径Z向的隔振元件传递率、车身声学灵敏度进行优化分析，发现优化隔振元件传递率和车身声学灵敏度可明显降低两条传递路径Z向贡献量，如图12所示。
3.4 车身排查
为进一步排查车身贡献点，测试整车板件模态，将车辆放置于隔离振源的试验室，低频体积声源置于车内，见图13所示。
图11 贡献分解
图12 优化前、后拟合结果
在车身顶棚、车门、侧围、后背门、地板各板件处分别布置加速度传感器，用声音激励采集车身板件振动，试验采集系统为LMS Test.Lab，分析带宽为200 Hz，频率分辨率为0.39，试验结果取30次平均测试整车板件模态，数据显示86.6 Hz侧围部位呈现呼吸模态，见图14所示。
综合以上传递路径分析和车身模态分析结果，此车型路噪问题，是由于路面激励通过后纵臂传递到车身侧围板件，引起车身侧围振动共振，压迫车内声腔产生。
图13 低频体积声源布置位置
图14 侧围86.6 Hz模态
4 方案制定及验证
对上述两条主要路径进行模态测试，该路径未发现问题频率模态，排除该路径部件模态共振引起，为减小振动传递，将后纵臂衬套硬度由64 HR 降至50 HR，直径由57 mm增至70 mm进行验证，见图15所示。
图15 衬套部件图
为减小侧围板件振动幅值，在侧围内外板之间增加夹角板方案，见图16所示。
将上述2 种方案均实施在整车进行验证，主观评价车内“隆隆”声明显减小，测试数据显示，在问题频率段噪声峰值降低7.7 dB(A)，测试数据见图17所示。
图16 侧围增加夹胶板方案图示
图17 衬套优化后车内噪声数据
5 结语
通过本问题的解决，获得以下结论：
(1)全程时域传递路径分析，可以在一个“多输入-多输出”系统中全面和系统地对路噪问题进行诊断分析。
(2)后纵臂衬套刚度优化、侧围钣金增加夹胶板方案，能够有效减小轮胎到车内的传递和响应，降低车内低频路噪。
(3)在设计过程中应综合考虑悬架传递路径及车身模态对车内路噪的影响。
作者：
赵伟丰 王文彬 周浩东
长城汽车股份有限公司
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