關(guān)鍵詞：模態(tài)輪胎；車(chē)內(nèi)路噪；擬合計(jì)算；中低頻噪聲

0 前言

新能源汽車(chē)由于沒(méi)有發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲，其低頻路面噪聲（以下簡(jiǎn)稱(chēng)“ 路噪”）顯得尤為突出，成為用戶(hù)的主要抱怨點(diǎn)［1］。隨著新能源汽車(chē)的普及，對(duì)路噪的研究顯得尤為重要。研究表明，對(duì)于200 Hz 以?xún)?nèi)的路噪，在前期開(kāi)發(fā)階段一般對(duì)子系統(tǒng)采取模態(tài)避頻控制措施。為克服傳統(tǒng)的傳遞路徑分析法工作效率低的問(wèn)題，工程師研究了基于工況傳遞路徑分析法的路噪優(yōu)化方案，應(yīng)用于電動(dòng)汽車(chē)路噪控制，有效提升了路噪優(yōu)化效率［2-5］。主要方法是收集整車(chē)數(shù)據(jù)，建立整車(chē)有限元模型，采用傳遞路徑法分析汽車(chē)路噪［2-3］。結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試輪胎轉(zhuǎn)向節(jié)球頭點(diǎn)的振動(dòng)，通過(guò)逆矩陣法計(jì)算車(chē)身接附點(diǎn)處激勵(lì)力。對(duì)結(jié)構(gòu)傳遞路徑進(jìn)行分析，確定各傳遞路徑貢獻(xiàn)量，并對(duì)貢獻(xiàn)量大的接附點(diǎn)路噪問(wèn)題進(jìn)行優(yōu)化和模態(tài)避頻［4］。在傳遞函數(shù)優(yōu)化研究中，通過(guò)多目標(biāo)遺傳算法計(jì)算白車(chē)身的靜態(tài)剛度和模態(tài)分布，能降低座椅安裝點(diǎn)傳遞函數(shù)和車(chē)身振動(dòng)［3］。然而，在傳統(tǒng)軸心力荷載路噪分析過(guò)程中，輪胎作為唯一與地面接觸的單元，受力復(fù)雜，卻沒(méi)有被考慮為路噪的影響因素。因此，本文主要采用模態(tài)輪胎法，通過(guò)混合建模的方式，建立整車(chē)有限元模型，進(jìn)行傳遞路徑分析和優(yōu)化，降低車(chē)內(nèi)路噪。

1 輪胎傳遞函數(shù)機(jī)理與測(cè)試

1. 1 輪胎力傳遞機(jī)理

汽車(chē)整車(chē)建模需要獲取輪心到接地點(diǎn)之間的傳遞函數(shù)，但受邊界條件影響，輪心與接地點(diǎn)2 個(gè)測(cè)點(diǎn)之間的響應(yīng)難以通過(guò)試驗(yàn)直接獲得。在輪心及接地面周邊布置相應(yīng)的測(cè)點(diǎn)，并且對(duì)這些測(cè)點(diǎn)的數(shù)據(jù)進(jìn)行幾何縮減，可實(shí)現(xiàn)輪心原點(diǎn)傳遞函數(shù)及輪心到接地面?zhèn)鬟f函數(shù)的輸出。輪胎傳遞特性的表達(dá)式為：

1. 2 輪胎模態(tài)測(cè)試

輪胎測(cè)試前，需檢查車(chē)輛的完整性，保證輪胎氣壓為0.25 MPa。輪胎測(cè)試臺(tái)架安裝如圖1 所示。測(cè)試設(shè)備連接后，使用LMS test lab. 軟件完成軟件的通道設(shè)置、幾何創(chuàng)建、激振器設(shè)置、采集設(shè)置及測(cè)試匹配，生成模型如圖2 所示。測(cè)試結(jié)果可以對(duì)幾何數(shù)據(jù)進(jìn)行幾何縮減。

選取輪胎前6 階頻率進(jìn)行輪胎模態(tài)逼近計(jì)算。在頻段為20～200 Hz 噪聲處輪胎模態(tài)逼近準(zhǔn)確率達(dá)到80%，被認(rèn)為滿(mǎn)足仿真要求，可以進(jìn)行仿真計(jì)算。

2 路噪仿真的混合模型

采用Altair HyperMesh 軟件對(duì)汽車(chē)整車(chē)進(jìn)行前處理，包括網(wǎng)格劃分和模型搭接等。利用OptiStruct 軟件進(jìn)行路噪分析計(jì)算，結(jié)果分析采用Altair HyperView 軟件進(jìn)行處理。

2. 1 整車(chē)有限元模型

整車(chē)有限元連接系統(tǒng)主要包括底盤(pán)懸架和內(nèi)飾車(chē)身（TB）系統(tǒng)。利用RBE2、BEAM、BAR、BUSH 等單元將TB 系統(tǒng)、底盤(pán)系統(tǒng)、動(dòng)力總成系統(tǒng)連接起來(lái)組建整車(chē)模型。

在底盤(pán)建模過(guò)程中，以副車(chē)架及其他鈑件為殼單元進(jìn)行模擬，單元網(wǎng)格劃分尺寸為5 mm×5 mm，部件間用RBE2 單元連接。底盤(pán)件中直徑大于10 mm 的螺栓孔需保證沿孔有多于8 個(gè)的偶數(shù)節(jié)點(diǎn)；直徑大于14 mm 的螺絲孔需保證沿孔有12 個(gè)以上的偶數(shù)節(jié)點(diǎn)，螺絲孔孔邊網(wǎng)格平均邊長(zhǎng)為3～4 mm。

2. 2 帶模態(tài)輪胎的混合模型搭建

模態(tài)輪胎擬合后，通過(guò)RBE2 單元連接模態(tài)輪胎與底盤(pán)懸架。計(jì)算路噪時(shí)，需要考慮輪胎的質(zhì)量和剛度情況。因此，在輪胎重心處用集中質(zhì)量單元表征一半的輪胎質(zhì)量，另一半輪胎質(zhì)量均勻分布在PLOT 單元節(jié)點(diǎn)上。

RBE2 單元3 個(gè)從點(diǎn)位置分別用3 個(gè)接地彈簧表示輪胎剛度，接地彈簧采用零維BUSH 單元，每個(gè)BUSH 單元附1、2、3、6 方向的剛度及阻尼，剛度及阻尼參數(shù)為實(shí)際設(shè)計(jì)值。完成整車(chē)模型搭建后，在輪胎與地面點(diǎn)輸入路譜，從而計(jì)算出車(chē)內(nèi)路噪的響應(yīng)。

3 車(chē)內(nèi)路噪響應(yīng)及計(jì)算性能

3. 1 不同車(chē)內(nèi)路噪計(jì)算方法比較

選擇的試驗(yàn)路面作為路譜輸入，以60 km/h 車(chē)速在粗糙水泥路面上進(jìn)行路譜測(cè)試。布點(diǎn)布置在輪心節(jié)點(diǎn)處，測(cè)試時(shí)長(zhǎng)在10 s 以上。完成數(shù)據(jù)采集后，通過(guò)處理計(jì)算，生成仿真用的路譜。本研究以實(shí)際測(cè)試的路噪結(jié)果為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，比較模態(tài)輪胎路噪法與傳統(tǒng)的軸心力載荷法的計(jì)算精度，如圖3 所示。由圖3 可以看出：在20～300 Hz 頻段噪聲處，從逼近程度和趨勢(shì)來(lái)看，藍(lán)線（模態(tài)輪胎法）相比紅線（軸心力荷載法）更加接近綠線（實(shí)際測(cè)試），表明采用模態(tài)輪胎法計(jì)算車(chē)內(nèi)路噪的精度較高。尤其在220 Hz 附近的噪聲中，藍(lán)線與綠線的A 計(jì)權(quán)噪聲相差僅為0.5～2.0 dB，并且峰值重合。

3. 2 計(jì)算性能比較

在相同計(jì)算條件下，比較模態(tài)輪胎法和軸心力荷載法的計(jì)算精度和計(jì)算效率。計(jì)算精度的比較選擇在20～300 Hz 的噪聲頻段，每隔5 Hz 設(shè)置1 個(gè)評(píng)價(jià)點(diǎn)（合計(jì)57 個(gè)點(diǎn)），計(jì)算精度e 為：

由表1 可知，模態(tài)輪胎法比軸心力荷載法計(jì)算精度高10.8 百分點(diǎn)，而兩者的計(jì)算用時(shí)比較接近，效率相當(dāng)。計(jì)算精度對(duì)進(jìn)一步優(yōu)化路噪有很大影響，因此，在整車(chē)開(kāi)發(fā)階段采用模態(tài)輪胎法進(jìn)行路噪研究較優(yōu)。

4 結(jié)論

由于傳統(tǒng)軸心力荷載法在分析汽車(chē)路噪時(shí)不考慮輪胎影響，因此提出了模態(tài)輪胎與整車(chē)有限元混合建模的方法。分析模態(tài)輪胎法和傳統(tǒng)軸心力荷載法的計(jì)算精度，得出以下結(jié)論：

（1） 完成模態(tài)輪胎測(cè)試后，生成的仿真輪胎比較關(guān)鍵，模型關(guān)鍵傳遞路徑具有80% 以上精度時(shí)，計(jì)算結(jié)果比較準(zhǔn)確。

（2） 模態(tài)輪胎法與軸心力荷載法相比，計(jì)算效率相近，但模態(tài)輪胎法的計(jì)算精度較高，高出10.8百分點(diǎn)。

（3） 模態(tài)輪胎法在計(jì)算輪胎空腔A 計(jì)權(quán)噪聲時(shí)僅有0.5～2.0 dB 的計(jì)算誤差，預(yù)測(cè)輪胎噪聲可靠性較高。