唐中華，張志飛，陳 釗，蒲弘杰，李 云，徐中明

（1.重慶大學汽車工程學院，重慶 400030； 2.東風柳州汽車有限公司，柳州 545005）

前言

隨著汽車 NVH（noise，vibration，harshness）性能日益受到用戶的關注，且已成為汽車的主要性能之一，因此，如何快速及更早地發(fā)現并改善NVH問題顯得至關重要［1］。

車內某點的振動噪聲響應是由不同激勵源沿特定路徑傳遞至該點后疊加的結果［2］，而傳遞路徑分析法（transfer path analysis，TPA）是診斷汽車振動噪聲問題準確有效的方法［3］。通過分析各傳遞路徑對總響應的貢獻量，找出起主導作用的路徑［4］，指導設計，從而提升整車NVH性能。如解決轉向盤抖動問題［5］、減小發(fā)動機燃燒激勵產生的“隆隆”聲［6］等。但目前應用較多的傳遞路徑分析方法均以試驗數據為基礎［7－10］，可統(tǒng)稱為試驗 TPA，而試驗數據獲取耗時耗力，因此，將試驗數據與仿真結合的混合TPA［11－12］在一定程度上能夠縮短試驗時間，提高效率。

由于試驗TPA與混合TPA均依賴于試驗數據，而在整車開發(fā)初期，缺少樣車，無法獲取相應的試驗數據，因此，虛擬傳遞路徑分析法被提出以診斷車內振動噪聲問題。虛擬TPA在整車開發(fā)初期可有效診斷整車NVH問題，為整車設計提供參考。祖慶華［13］運用整車多體動力學模型提取工作載荷，并結合整車— 固耦合模型，對整車做了虛擬傳遞路徑分析。何智成等［14］采用多體動力學方法和有限元法建立了整車剛柔耦合模型，并運用傳遞路徑分析法對動力傳動系統(tǒng)參數進行了匹配優(yōu)化。但由于激勵載荷提取和路徑傳遞函數計算未在同時完成，仿真模型的建立和不同數據間的轉換、銜接須花費較長時間，分析效率較低，因此，建立基于有限元法的整車NVH模型對整車分析意義重大。

為實現在設計階段開展整車傳遞路徑分析且避免數據間的轉換、銜接以提高效率，運用有限元法建立包含車身、底盤和聲腔的整車虛擬傳遞路徑分析模型，并通過與頻率響應法結果對比以驗證虛擬TPA模型的正確性。然后運用該模型對車內響應峰值作傳遞路徑分析，根據分析結果，找出引起該峰值響應的主要路徑，并對主要路徑上車身與底盤耦合的襯套參數進行優(yōu)化，以改善車內振動噪聲問題。

1 整車虛擬TPA模型建立

1.1 整車有限元建模

在hypermesh中，建立包含底盤的整車有限元模型，包括白車身、開閉件、聲腔和底盤系統(tǒng)。

白車身和開閉件主要由鈑金件構成，采用基本尺寸10 mm的殼單元建立有限元模型，并在車身上附集中質量模擬內外飾及電器附件。選擇基本尺寸50 mm的實體單元建立聲腔模型，并通過ACMODL卡片將車身和聲腔模型耦合形成內飾車身聲 固耦合模型［15］。

在內飾車身基礎上，建立底盤系統(tǒng)形成整車NVH有限元模型。底盤系統(tǒng)主要包括動力總成、懸架系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)建模。由于主要考慮一般勻速行駛工況下路面激勵的影響，因此以集中質量附轉動慣量的方式模擬動力總成。采用滑動柱鉸并附阻尼系數建立減振器模型，并用彈簧單元模擬減振彈簧組成懸架系統(tǒng)。轉向系統(tǒng)采用殼單元與體單元建模，并用MPC模擬轉向傳動比關系。用集中質量模擬輪胎和輪輞。車身與底盤連接的橡膠襯套采用CBUSH單元模擬，并賦予實際的襯套剛度值。

最后建成整車模型如圖1所示，共1 212 726個殼單元，1 655 851個體單元。其中57 604個三角形單元，1 155 122個四邊形單元。主要材料參數如表1所示。

表1 主要材料參數

1.2 車內振動噪聲響應預測

選取整車有限元模型4個輪心為激勵點，分別施加Z向的單位白噪聲激勵來分析一般勻速行駛工況下路面激勵的影響。單位白噪聲激勵頻率范圍為20～200 Hz，然后在Optistruct求解器中采用頻率響應法［16－17］計算駕駛員右耳聲壓和駕駛員座椅導軌Z向振動響應，計算結果見圖2。

圖2 車內振動噪聲響應預測結果

在單位白噪聲激勵下，駕駛員右耳在38和48 Hz出現50 dB左右的峰值，而駕駛員座椅導軌在59 Hz處存在明顯尖銳峰值，影響汽車的NVH性能。為查找峰值產生的原因，采用虛擬傳遞路徑分析法作診斷分析。

1.3 虛擬傳遞路徑分析法

車內總響應受激勵源載荷與載荷傳遞路徑共同影響。激勵源包括振動源和噪聲源，在此只考慮振動源，每個振動源通過結構路徑向車內輻射噪聲或引起車內部件振動。

振動源與響應點分別屬于兩個不同系統(tǒng)，兩者在耦合處通過耦合元件（如襯套、鉸鏈等）相連接。耦合處的每個自由度到車內響應點均形成一條傳遞路徑。通常僅考慮3向的平動自由度，而忽略轉動自由度［18］。假設有n條傳遞路徑，第i條路徑在車內的響應Pi為

式中：Hi（ω）為第 i條路徑傳遞函數；Fi（ω）為該路徑激勵載荷。車內某點總響應Ptotal為各條路徑響應的矢量和：

根據相位加權理論［19］，在某一頻率下，第i條路徑響應Pi與總響應Ptotal之間的相位夾角為θi，并以Ptotal方向為起始方向，逆時針為正向。

當 0°≤｜θi｜＜90°時，Pi在 Ptotal上投影為正，即貢獻量為正值；90°＜｜θi｜≤180°時，Pi在 Ptotal上投影為負，即貢獻量為負值；｜θi｜＝90°時，Pi在 Ptotal上投影為零，即貢獻量為零。因此，響應幅值大的路徑貢獻量不一定大，貢獻量還與相位角有關。某頻率下第i條路徑對總響應的貢獻量Ci為

傳遞路徑分析主要包含兩部分工作，即路徑傳遞函數計算和激勵載荷提取。路徑傳遞函數可由試驗或數值計算獲得，而提取激勵載荷可通過直接測量法、動態(tài)復剛度法、矩陣求逆法和激勵點反演法等［18］。

虛擬傳遞路徑分析法的傳遞函數計算和激勵載荷提取均在有限元計算中完成，即直接輸出節(jié)點力作為激勵載荷，類似于試驗直接測量法獲取激勵載荷，而路徑傳遞函數采用頻率響應法計算。最后依據式（1）～式（3）計算總響應和各路徑貢獻量。

1.4 整車虛擬TPA模型建立

在整車聲 固耦合模型基礎上建立整車虛擬傳遞路徑模型，并分析車內振動噪聲問題。選取如表2所示的底盤與車身連接的18處耦合點作為激勵點，駕駛員右耳和駕駛員座椅導軌為響應點，并建立如圖3所示的TPA模型?？紤]每個耦合點x、y、z 3個方向的平動自由度，因此每個響應點共有18×3＝54條路徑。

表2 路徑與編號

圖3 整車虛擬傳遞路徑示意圖

2 結果分析

2.1 虛擬TPA模型驗證

為驗證虛擬傳遞路徑模型的正確性，將虛擬傳遞路徑法合成的車內聲學振動響應與頻率響應法結果進行對比，結果如圖4所示。

圖4 頻響法與虛擬TPA結果對比

虛擬TPA合成結果與頻響結果兩者吻合較好，說明傳遞路徑選擇正確，因此虛擬TPA模型可用來診斷車內振動噪聲問題。以38 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值和駕駛員座椅導軌Z向振動59 Hz處的峰值為例，分析各路徑的傳遞特性。

2.2 駕駛員右耳聲壓響應貢獻量分析

利用虛擬傳遞路徑模型對駕駛員右耳聲壓38 Hz處峰值做分析，查找貢獻量較大的傳遞路徑，結果如圖5所示。圖中給出了貢獻量較大的10條傳遞路徑，路徑編號見表2，X、Y、Z表示自由度。

圖5 駕駛員右耳聲壓路徑貢獻量C（38 Hz）

該10條路徑對應的路徑傳遞函數H（ω）和路徑激勵載荷F（ω）分別如圖6和圖7所示。

圖6 路徑傳遞函數H（ω）

圖7 路徑激勵載荷F（ω）

對駕駛員右耳聲壓響應貢獻量最大的兩條路徑為左控制臂前安裝點y方向（3Y）和右控制臂前安裝點y方向（5Y），但這兩條路徑傳遞函數處于平均水平，而路徑激勵載荷明顯高于其他路徑，說明輸入端載荷過大是造成這兩條路徑貢獻量大的原因，可通過優(yōu)化耦合處襯套剛度來減小載荷傳遞，從而控制車內響應。由于總響應是各路徑響應的矢量和，某一路徑響應改變后，總響應的幅值和相位都會發(fā)生改變。雖然路徑5Y當前是負貢獻，但當其他路徑響應改變時，路徑5Y較大的響應可能會使總響應與其夾角小于90°，從而成為正貢獻，因此，優(yōu)化時應當考慮右控制臂前安裝襯套。

左、右后減振器安裝點Z向（17Z、18Z）這兩條路徑，其路徑傳遞函數高于其它路徑，路徑傳遞函數偏高是造成路徑17Z、18Z貢獻量大的原因，可優(yōu)化車身結構以控制傳遞函數，從而控制噪聲響應。為驗證虛擬傳遞路徑法查找問題的有效性，只優(yōu)化減震器安裝襯套剛度參數來控制車內噪聲。

左下橫臂安裝點y方向（12Y）和右下橫臂安裝點y方向（14Y）的路徑載荷同樣高于其他路徑，同時路徑12X貢獻量也較大，因此優(yōu)化下橫臂安裝襯套X向和Y向剛度參數有利于降低駕駛員右耳噪聲。

2.3 駕駛員座椅導軌振動響應貢獻量分析

單位白噪聲激勵下，駕駛員座椅導軌Z向振動響應59 Hz處峰值的虛擬傳遞路徑分析結果分別如圖8～圖10所示。

圖8 駕駛員座椅導軌Z向振動路徑貢獻量C（59 Hz）

圖9 路徑傳遞函數H（ω）

對駕駛員座椅導軌貢獻量較大的幾條路徑為后減振器Z向（17Z、18Z）、X向（17X、18X）和后縱臂Z向（9Z、10Z），路徑傳遞函數偏高是造成路徑貢獻量較大的原因，可優(yōu)化車身結構來優(yōu)化路徑傳遞函數，從而控制座椅的振動。與駕駛員右耳聲壓優(yōu)化路徑一樣，只優(yōu)化減振器襯套和縱臂安裝襯套的剛度參數來驗證虛擬TPA的有效性。

圖10 路徑激勵載荷F（ω）

左上橫臂安裝點y方向（11Y）路徑載荷高于其他路徑，優(yōu)化左上橫臂的襯套剛度參數，有利于控制座椅振動。右上橫臂安裝點y向（13Y）貢獻量同樣較大，雖然該路徑當前是負貢獻，但與路徑5Y分析一致，右上橫臂安裝襯套y向剛度同樣需要優(yōu)化。

綜上所述，需要優(yōu)化的襯套有：控制臂前安裝襯套，減振器襯套，下橫臂安裝襯套，和上橫臂安裝襯套。通過優(yōu)化襯套剛度參數，改變振動的傳遞特性來改善車內振動噪聲響應。

3 優(yōu)化改善

3.1 優(yōu)化模型

根據以上分析，將需要優(yōu)化的襯套剛度參數作為優(yōu)化設計變量，如表3所示，襯套的原始剛度值作為優(yōu)化初始值，選擇剛度參數值上浮動30%、下浮動50%作為設計變量取值范圍，以38 Hz處駕駛員右耳聲壓級與59 Hz處駕駛員座椅導軌Z向振動加速度的加權和最小為優(yōu)化目標，建立如式（4）的優(yōu)化模型。

表3 優(yōu)化變量

式中：Ai、Bi分別為第i個變量的取值下限與取值上限；Pre為駕駛員右耳38 Hz處的聲壓級值，dB；Vseat為駕駛員座椅導軌在59 Hz時的Z向振動加速度值，mm·s－2；β為權值，取 0.5。

在整車聲— 固耦合模型基礎上，建立優(yōu)化模型，提交Optistruct計算，對各襯套剛度參數進行優(yōu)化。

3.2 優(yōu)化結果

襯套優(yōu)化迭代歷程見圖11，經過4步迭代后結果收斂。各設計變量優(yōu)化結果見表4。

圖11 優(yōu)化迭代歷程

表4 設計變量優(yōu)化結果

將優(yōu)化后的襯套剛度參數值代入原整車聲 固耦合模型中，并重新計算駕駛員右耳聲壓響應和駕駛員座椅導軌振動響應，優(yōu)化前后對比結果如圖12所示。

襯套剛度參數優(yōu)化后，駕駛員右耳聲壓在38 Hz處減小2 dB，座椅振動在59 Hz處改善明顯，說明襯套剛度參數的優(yōu)化方案有效，即虛擬傳遞路徑分析模型有效。同時，優(yōu)化后的結果在某些頻率處的峰值大于原始值，這是由于對襯套的優(yōu)化方案都是針對駕駛員右耳38 Hz處和座椅振動59 Hz處的峰值響應，對其他頻率處的峰值未作分析及優(yōu)化，所以在其他頻率處有可能出現大于原始值的情況。

圖12 襯套優(yōu)化前后對比

4 結論

利用有限元方法建立整車NVH模型，并對車內聲學振動響應進行預測，預測結果顯示38 Hz處駕駛員右耳聲壓和59 Hz時的駕駛員座椅導軌Z向振動存在較大峰值。對響應峰值開展虛擬傳遞路徑分析，根據分析結果，對貢獻量較大的路徑進行優(yōu)化，優(yōu)化后駕駛員右耳聲壓在38 Hz處減小2 dB，座椅振動在59 Hz處改善明顯，表明虛擬傳遞路徑分析法可查找車內振動噪聲產生的原因，是整車開發(fā)初期診斷汽車NVH問題準確可行的方法。