整车结构路噪及其控制原则

[摘要] 经过十余年的发展，国内现有的动总噪声的水平已经接近并逐渐超过国际平均水平，国内在进排气管道声学，结构固传噪声等领域的能力已经可以和国外的大多数主机厂相媲美。但结构路噪由于牵扯到整车系统性结构固传特性匹配，一直以来都是国内主机厂的技术弱点。其中牵扯到的如底盘件模态与车身模态分配，橡胶零部件NVH特性，轮胎NVH等问题一直制约着国内主机厂对整车结构路噪性能的提升。本文基于作者在实际工作中对车辆路面噪声开发的经验，结合某车型路噪改进措施，希望可以对整车结构路噪问题进行系统的梳理与探讨，弈希望通过某车型路噪改善方案对此类改进问题进行完整的分析与介绍。关键词：路面噪声，整车结构1 前言整车的路噪问题由于牵扯到底盘，车身及其橡胶部件一直是个较为综合的NVH问题。其对整车厂前期车辆结构目标的定义及CAE计算能力是一个考验。现有的CAE模拟技术由于很难明确掌握底盘部件的动态特性，所以其整车状态下的计算精度一直很难保证。这对我们前期控制结构路噪性能提出了非常大的挑战。国内现有的对诸如衬套，减震器，轮胎等部件的测试规范及其影响因素的研究还不完善，对其动刚度，阻尼特性的圈定及其整车耦合后的影响尚无有效且明确的讨论。这造成了整车状态下，各结构件模态分布的实际不可控状态。另一方面，由于路噪问题的本质特性，实际测试状态下对其传递路径及传递路径上结构受激或衰减情况很难有明确且正确的了解。多参考点TPA限于其算法逆推各点受力及PCA分析原理的限制，很难得到明确的结果[1][2]。在这种状态下，整车厂就更需要对结构路噪的本质及其形成传递机理具有系统性的认识，这也是本文的初衷。本文针对结构路噪问题将其依车内驾驶员及乘员位置噪声以频率作为区分标准对噪声影响因素进行了系统性归纳，借以明确各个部件的可优化区域。同时针对某型车路噪问题及其解决方案，提出了各组件的改进方向及效果，并希望借此明确整车路噪问题的前期控制方向。 2 各结构件影响区域的频率分布从结构路噪的传递特性上讲（30‐500Hz），影响整车路噪的结构部件可以分为：车身上下车体，底盘结构，轮胎与轮毂。其中影响范围较宽的为底盘结构及车身下车体，其影响频率从低频至高频段。轮胎与轮毂总成的影响及可改进频率往往偏向于中高频段。低频段BOOM声主要来源于车身大板面与车内空腔耦合后的低频压耳声。500Hz以上主要来源于轮胎表面的声辐射，这种问题属于高频声学包问题，在次不再赘述。在此对各部件改进后影响频率进行总结，如图1所示。

2.1 底盘结构 底盘结构作为首先承受轮胎轮毂总成传递激励源的结构部件，其NVH特性往往决定了整车路噪在中低频段的特性。以车辆位置进行划分，可以将底盘结构分为前悬与后悬两套结构。整车状态下，前悬与后悬同时承受前轮与后轮总成的激励，通过自身结构的传递（受激放大或过滤衰减）将路面与轮胎摩擦产生的结构声传递进车身内部。这个过程中车身结构件的强度与其声固耦合特性再次先不进行讨论，但就底盘贡献量而言，我们一般默认为前悬对前排贡献大，后悬对后排贡献大。（具体情况可在粗糙路面转毂上进行单侧悬挂贡献测试而定，同时有声腔节点影响因素存在）就底盘自身结构而言，好的底盘结构希望可以尽量的衰减或抑制由轮胎轮毂传递进入的结构噪声。这就要求底盘结构自身需要在实际情况下不要受到激发而产生共振现象，同时自身要具有很高的刚度特性，在一定载荷下不易产生大较的响应状态。底盘隔振连接件的动刚度特性也会影响到系统的隔振性能或模态边界条件，也是底盘构件路噪问题的技术难点所在[3][4][5]。普通的轿车或SUV车型根据其市场定位对底盘结构的选型影响很大，较为常见的经济型车型一般会匹配前悬为钢制硬连接副车架加麦弗逊减震结构，后悬为扭臂梁加分布或一体式减震结构。中端车型会将后扭臂梁更换为钢制硬连接多连杆结构。更高端的车型会采用软连接前后副车架已形成二级隔振效应。基于不同类型的底盘结构，整车状态下的结构目标需要进行进一步的细化以确保主要结构的模态与各组件模态形成避频。但总体来说，底盘结构在整车结构路噪中的贡献主要集中于50‐500Hz范围内，尤其集中于200Hz以内，属于中低频段，其主要作用机理为模态受激后的共振响应。但只要求模态避频并不能完全避免实际受激，因为有些模态受制于底盘结构形式，并不可能无限制提高。所以我们在要求避频的同时，需要进一步提出底盘结构本体的动刚度要求。简单来说，需要结构能在受激状态下保持较小的响应状态，直观的讲就是希望结构很强而不是很弱。实际情况下，德系轿车底盘结构设计较强，各结构及类型目标可通过对标进行设定，这里不再赘述。对于底盘隔振连接件，一般我们希望底盘连接点处动刚度与衬套动刚度之比Kd大于5，这种状态下底盘的隔振特性可以得到一定的保证。但实际连接件动刚度受操稳影响普遍设定为较为刚性，这种情况下就需要底盘连接点处动刚度尽量做大（但某些操稳点Kd值可牺牲，如K型副车架下控制臂前点Y向）。2.2 车身结构 车身结构承受由底盘传递传递进入的激励在内板面与空腔形成声固耦合，其主要耦合面处在车身下车体，如车身地板，油箱地板，备胎槽，后轮轮毂罩结构，后车厢横梁结构等[6]。这些结构自身普遍承类平板面结构，依其面积大小自身频率有所区别。我们在设计初期，往往会依据经验在这些板面结构上尽量冲压加强筋结构以提高其局部强度。这种做法的本质其实是要求板面结构的局部刚性到达一定的位置，防止实际情况下的受激。一般这类问题的影响频率很宽，从80‐500Hz均会产生影响。另一方面，车身结构上车体由于其结构特性，其与车内声腔耦合面积及其自身固有频率的影响往往集中于50Hz以下频率范围。一般造成的车内低频段BOOM声主要来自于车身上车体大板面在实际受激下与车厢内空腔耦合的结果。为了抑制这种现象的发生，整车设计的前期就需要对车身前风挡，后风挡，顶棚等大板面约束其板面动刚度及模态特性，尽量避免实际情况下的受激及一阶空腔共振冲突。2.3 轮毂 轮毂作为首先承受轮胎激励的结构，其刚度特性往往影响到整车路噪的性能。世界上现有大多数主机厂均对轮毂NVH特性提出了相应约束条件。其主要分为两个部分：1. 模态特性，即轮毂的各阶模态频率。2. 刚度特性，即轮毂的侧向动刚度。这些主要决定于轮毂的材质及造型结构分布。钢制轮毂的模态往往较低，主要集中于300Hz附近，其路噪性能往往很难保证。铝质轮毂模态一般较高，集中于400‐500Hz附近，但造价较高。从动刚度特性来看，其侧向动刚度转换公式如下所示[7]:

其中模态频率f1及f2如图2中所示，其中f1代表轮毂中心结构往复吸合模态，f2代表轮毂周边chip potato模态，如图3所示。以经验判断，一般铝质轮毂的侧向动刚度往往可以控制在60KN/mm以上，也是一种比较好的效果。

2.4 轮胎轮胎作为直接与地面摩擦的构件，其NVH性能是路噪问题改进的首先属性[8]。但轮胎作为部件，其操稳性能往往又是设计人员最先考虑的问题。这两种属性的平衡造成了轮胎很难做出大幅度的修正已适应NVH对路噪的需要。一般以频率划分，轮胎部件主要有四阶主要振型，如表1中所述，主要为轮胎一阶跳动，胎肩部共振，轮胎空腔共振及胎面共振。上述模态在任何轮胎上均会出现，各品牌间的差距主要体现在受激状态下的振动幅度。但现有经验表明，前三种模态的调整范围很小，不同品牌间的差距也不大。故现实状态下通过优化轮胎进行路噪改进的可实施性并不高。

3 某型车结构路噪优化策略基于现有某车型路噪IQS抱怨明显的问题，针对上述结构优化方向对某车型车身，底盘，轮胎轮毂总成进行了NVH优化。总体效果明显，改进后基本达到或超过竞品车目标曲线，如图4所示。 3.1 扭臂梁的模态及其刚度优化 底盘构件的模态及刚度在实际受激条件下的表现往往决定了整车路噪的性能。本车型原有扭臂梁结构本体动刚度偏低，与对标车型扭臂梁相比，其结构X向动刚度只相当于对标车型的20%左右。对应整车状态下，车内后排在低频段具有明显峰值（200Hz以下），实际感受下人体受激明显呈现烦闷感。更改结构补强后，动刚度接近对标车型，车内低频段噪声同时改善明显，如图5所示。

3.2 前副车架的影响 前副车架结构由于承受悬挂系统传递进入的X及Z向输入，其动力学特性对整车路噪的影响尤为明显。本车型原始副车架设计采用K型硬连接结构，其一阶Z向弯曲及X向弯曲模态均落入200Hz以内区域。同时其结构强度偏弱，实际情况下副车架本体受激放大效果明显。改进思路采用软连接隔振形式，解耦副车架本体与车身结构。使其刚体模态与柔性体模态偏离这一区域。同时采用隔振衬套对轮胎轮毂总成传递进入的激励形成二次隔振效应。其综合效果明显，全频段改进效果显著，如图6所示。

3.3 轮毂的优化选型 如上所述，轮毂作为首先承受轮胎传递进入的激励构件，其自身刚性及模态需要在前期进行充分的设计及优化。本车型轮毂模态均符合基本要求，但基础状态轮毂的侧向动刚度只有40KN/mm。轮毂结构优化后运动款轮毂侧向动刚度提高了50%，达到60KN/mm。其实际状态下车内噪声改进如图所示。主要原理是抑制轮胎主要的四阶模态进一步传递进入悬挂系统。实际状况下只对轮胎胎面共振具有较好效果，结果如图7所示。

图7：轮毂侧向动刚度改进效果3.4 轮胎的优化选型 轮胎对路噪的影响频率已经分析，本车改进轮胎采用不同内部结构形式，其力传递函数曲线如图8所示。其中可以发现，交付轮胎与竞品胎主要区别在于250Hz以上频率段。按照结构影响位置划分，竞品胎具有较好的胎面NVH特性。实测表现竞品胎在相同频率段的响应值与频响值成正比关系，如图9所示。

3.5 下车体的BOM 优化 如果前期车身设计阶段对车身下车体板面的控制不够，后期可以通过附加阻尼板或补强板的方式对局部板振动及由其引起的车内噪声问题进行优化。常用的优化方式基于板振动能量或幅值大小确定优化区域，但实际情况下，由于板件与车内空腔耦合位置不同，其传递函数的大小，频率分布及相位均存在差异。实际叠加状态下，并非将增加的越多越好，越密越好，而是要充分考虑到系统的正反叠加效应。这就要求试验人员对车身下车体的阻尼特性进行充分的优化匹配。如图10及11所示，本车型对后背箱及后座椅进行阻尼优化具有明显效果，但如果进一步增加阻尼板至前舱地板及前围板则会起到反效果。整车优化前后对比如图12所示，低频及高频段均得到了改善。

3.6 上车体低频压耳声 上车体大板面与空腔耦合面积较下车体大，其自身模态同时具有50Hz以下特性。本车实测状态下后背门及车厢顶棚显示30Hz及44Hz共振特性，车内同时具有明显压耳声，如图13所示。

通过对后背门及顶棚进行压制，低频段30Hz及44Hz峰值有明显改善，后背门30Hz频率段降低了3 dB到5dB，顶棚44Hz频率段降低了4 dB到5dB，如图14及15所示。但实际情况下由于涉及车身改进，工程方案较难推广。这就要求前期设计阶段对车身大板面进行设计约束，并计算实际状况下低频段受激响应状态，合理控制顶棚及后背门模态的激发。unibody车型均在40Hz左右具有类整车弯曲模态，同时前挡，后挡，顶棚的局部模态也在这个范围。一般的CAE车体模型的计算精度控制在30Hz以下，此类问题频率所在区域的模态密度过高，很难有效分割具体模态，所以前期CAE的仿真工作会有相当的难度，需要富有经验的试验人员同期进行把关判定。

4 结论 综上所述，对于整车结构路噪问题的约束需要在前期做大量的模拟计算工作，针对各问题频段及其相应影响结构进行分析，对可能造成的薄弱环节进行有效把控。但这又牵扯到橡胶部件的模拟问题，如何简化橡胶件的动刚度属性，准确把握底盘结构件的边界条件是近期以及以后很长一段时间我们需要解决的关键问题。

作者：谈洋，杨铭杰，娄小宝，杨大成

作者单位：吉利汽车研究院

来源：2017汽车NVH控制技术研讨会论文集