劉東明，岳亮亮,龔超，趙海瀾

（1.巴斯夫聚氨酯特種產(chǎn)品中國有限公司，上海200137)（2.泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海201201）

六自由度輪心力在車內(nèi)噪聲分析中的應(yīng)用

劉東明1，岳亮亮2,龔超2，趙海瀾2

（1.巴斯夫聚氨酯特種產(chǎn)品中國有限公司，上海200137)（2.泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海201201）

由于輪胎與路面之間的相互作用包含非線性和隨機過程的特點，使得技術(shù)上難以確定輪心的載荷。采用坐標轉(zhuǎn)換矩陣將車輪上三自由度平動力轉(zhuǎn)換到六自由度輪心力，運用試驗方法進而確定六自由度輪心力的數(shù)值估計，通過對后座噪聲測量與合成結(jié)果的對比驗證了估計方法的有效性?；诹杂啥容喰牧?，進行噪聲傳遞路徑分析，揭示了輪心力矩對車內(nèi)噪聲的作用。

聲學；道路噪聲；六自由度輪心力；聲學傳遞函數(shù)；噪聲傳遞路徑分析

當前，隨著汽車發(fā)動機總成，發(fā)動機支撐，進排氣等零部件設(shè)計與制造技術(shù)的不斷進步,由其引起的車內(nèi)噪聲已有了很大的改觀，從而使路噪成為影響整車NVH性能的重要因素。路面引起的結(jié)構(gòu)振動與噪聲主要出現(xiàn)在250 Hz和500 Hz以下[3]，取決于輪胎的激勵和懸架與車身的動態(tài)特性。輪胎的激勵來源于胎面與道路接觸面的不平度，兩者之間的相互作用是一個動態(tài)過程，具有非線性和隨機過程的特點，很難直接刻劃出來；而通過路譜和輪胎模型計算出來的輪心力在準確度上并不理想。因此，在考察結(jié)構(gòu)路噪的時候，往往直接從估計輪心的載荷著手。輪心六自由度載荷包括三個平動自由度和三個扭轉(zhuǎn)自由度，其試驗估計過程需要克服兩個困難：一方面，以目前的測量技術(shù)，在不改變邊界約束特性的情況下無法直接測量車輪上力的大小，實踐當中通過懸架部件的振動響應(yīng)和相應(yīng)頻響函數(shù)的偽逆矩陣相乘獲得；另一方面，需要把平動載荷進行幾何坐標轉(zhuǎn)換來計算出力矩載荷。

懸架和車身的動態(tài)特性則由從輪心的六自由度激勵到車內(nèi)目標位置的傳遞函數(shù)來描述。

1 六自由度輪心力及傳遞函數(shù)試驗估計方法的理論背景

對于一個懸架系統(tǒng)，輪胎的激勵通過輪轂傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)，之后經(jīng)過橡膠軸套,搖臂,減震器和車橋等部件,將能量輸入到與之相連的車身側(cè)結(jié)構(gòu)，因此輪轂和轉(zhuǎn)向節(jié)是力傳遞過程中的一個節(jié)點。設(shè)在輪轂上有n個力的輸入點，不考慮有扭矩輸入，則輸入共有3 n個平動自由度，記作{F}3n；在轉(zhuǎn)向節(jié)體上m個點處考察由此引起的響應(yīng)，同樣只考慮平動自由度，則輸出共有3 m個自由度，記作{X}3m，見圖1。

圖1 輪心處受力與輸出示意圖

那么{X}3m和{F}3n的關(guān)系由下式確定

(1)簡寫為

而作用在輪心上的六自由度激勵與上述響應(yīng)之間的關(guān)系為

等式右邊向量中f為平動力，m為扭矩，記作{F}6，簡寫成

通過坐標轉(zhuǎn)換，{F}3m可集中簡化到{F}6

式中[G]由下式?jīng)Q定，其中xcn，ycn，zcn為輪轂上第n點相對輪心的坐標。

由式(2)，(4)，(5)，可由轉(zhuǎn)向節(jié)上的振動估計出六自由度輪心力。工程實踐當中，由于輪胎繞其軸線是自由轉(zhuǎn)動的，所以這個方向的扭矩不予考慮。

對于車內(nèi)聲壓p1，p2，…，pl，由噪聲的傳遞路徑分析理論[1]

從而輪心到車內(nèi)的六自由度聲學傳遞函數(shù)

其中[G]+=[[G]T[G]]-1[G]T，由于獲得了六自由度輪心力{F}6及其到車內(nèi)某點的聲學傳遞函數(shù)則車內(nèi)聲壓可按式（6）求出。

當考察對象為車內(nèi)振動時，則式(6)、式（7）中聲壓可直接換成加速度。

2 試驗過程

首先測量工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)向節(jié)上的振動，其上布置四個三方向加速度傳感器。測量在轉(zhuǎn)鼓上進行，轉(zhuǎn)鼓表面使用粗糙鼓面，為減少發(fā)動機的影響，用轉(zhuǎn)鼓以60 km/h的速度驅(qū)動車輛，記錄一段時間內(nèi)的振動加速度值。

其次,測量輪轂輸入點到轉(zhuǎn)向節(jié)上各加速度傳感器的頻響函數(shù)，到車內(nèi)麥克風的聲學傳遞函數(shù)，以及它們相對于輪心的坐標值。一般選取四個輸入點,而每個點取x，y，z三個自由度，可設(shè)定坐標系由車頭指向車尾為+X，豎直向上為+Z，按右手定則確定+Y。如圖2。

圖2 輪轂上的敲擊點選取

最后計算出輪心的六自由度激勵和到車內(nèi)麥克風的六自由度聲學傳遞函數(shù)。其間，由于來自不同車輪的激勵是部分相關(guān)的，需要把轉(zhuǎn)向節(jié)的振動信號進行主分量分析[2]。

試驗中進行必要的輔助測量和傳遞路徑分析，以驗證整個過程的可信度，見圖3。

圖中三條曲線分別是：前后輪同時轉(zhuǎn)動時測量的后座噪聲；后輪轉(zhuǎn)動而前輪靜止時測量的后座噪聲；按式(6)代入后輪輪心激勵計算出的后座噪聲。由圖可知，對于后座噪聲，在200 Hz以內(nèi)，主要來源于后輪轉(zhuǎn)動時的激勵。在30～250 Hz之間，對比計算得到噪聲和后輪轉(zhuǎn)動而前輪靜止時實際測量到的噪聲，兩者的主要特征吻合較好。從而表明在一定頻率范圍內(nèi)，按此方法進行的輪心力估計和傳遞路徑分析的結(jié)果是可靠的。

圖3 車內(nèi)后座噪聲

3 車內(nèi)噪聲分析

通過客觀數(shù)據(jù)分析和主觀評價，發(fā)現(xiàn)100～140 Hz之間的成分對后座噪聲有很大的貢獻。因此，基于六自由度輪心力,對該處的頻譜值進行前后輪的貢獻量排序，見圖4，其中灰度尺度為聲壓級。圖中列舉了噪聲的實測值，各路徑噪聲貢獻量的合成值及前后輪的貢獻量。顯見該處噪聲主要由后輪引起。

圖4 后輪與前輪對后座噪聲的貢獻量

進一步分析后輪各個輪心力的貢獻量，在圖5中按貢獻量大小進行了排序。主要的影響因素有右后輪扭矩RX、RZ和左后輪扭矩RX，可見輪心扭矩對車內(nèi)噪聲影響是不容忽視的?？疾爝@三個激勵的幅值及相關(guān)的聲學傳遞函數(shù)，見圖6和圖7，此處激勵和結(jié)構(gòu)的聲學傳遞函數(shù)都出現(xiàn)了峰值，兩者的共同作用導致了這個問題。

4 結(jié)語

輪心力分析具有以下作用：

圖5 后座噪聲的貢獻量分析

圖6 右后輪X/Z，左后輪X方向上的扭矩

圖7 右后輪X/Z，左后輪X向上扭矩的聲學傳遞函數(shù)

(1)在車內(nèi)路噪問題的分析診斷過程中，確定輪胎激勵所起的作用；(2)輪胎力傳遞性能的對標分析，建立輪胎與車內(nèi)噪聲的關(guān)系，確定輪胎與車輪的合理剛度要求；

(3)在車輛先期開發(fā)過程中，作為路噪評估的載荷輸入，并盡量避免峰值點和懸架與車身的結(jié)構(gòu)共振相耦合；

一般的，路面噪聲分析只考慮輪心平動力的影響，本文所述的技術(shù)為汽車工程師全面理解和分析輪心力提供了手段，在某些問題上，輪心扭矩的作用是不能忽略的，且RX往往產(chǎn)生較大的影響。

[1]劉東明，項黨，羅清.傳遞路徑分析技術(shù)在車內(nèi)噪聲與振動研究與分析中的應(yīng)用[J].噪聲與振動控制，2007，27(5)：73-77.

[2]LMS軟件手冊[Z].

[3]Joonhyung Park,Perry Gu.Operational spindle load estimation methodology for road nvh applications[EB/ OL].Noise and Vibration Conference&Exposition Traverse City,M ichigan.April 30-May 3,2001.

[4]Charles Gagliano,Andrea Martin,Jared Cox.Hybrid full vehicle model for structure borne road noise prediction [EB/OL].SAE 2005 Noise and Vibration Conference and Exhibition Traverse City,M ichigan.May 16-19,2005.

Application of 6-DOF Wheel Center Forces to the Analysis of Interior Road Noise

LIU Dong-ming1,YUE Liang-liang2,GONG Chao2,ZHAO Hai-lan2

(1.BASF Polyurethane Specialties(China)Co.Ltd.,Shanghai 200137,China; 2.Pan Asia TechnicalAutomotive Center Co.Ltd.,Shanghai 201021,China)

Because of the non-linearity and random process of the interaction between tires and road surface,it is difficult to determine the applied load at the wheel center.In this paper,using coordinate transformation matrix,3-DOF translational forces are translated to the 6-DOF wheel center forces,which values are estimated experimentally.The validity of the estimation is verified by comparing the measured noise spectra with the synthesized results.Finally,noise path is analyzed based on the 6-DOF wheel center forces.The effect of the torque applied to the wheel on the interior noise is revealed.

acoustics;road noise;6 DOF wheel center forces;acoustic transfer functions;noise transm ission path analysis

TB52；TB533+.2

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2014.01.023

1006-1355(2014)01-0101-03

2013-03-06

劉東明（1969-），男，碩士，高級工程師，從事NVH開發(fā)與性能控制。

E-mail:dongm ing.liu@basf.com