路面激励下车内噪声改善方法

赵 春，邢玉涛，王弘岩

（众泰汽车有限公司，浙江 杭州 241009）

随着汽车越来越普及，消费者开始更多地关注汽车的NVH（Noise Vibration Harshness，噪声、振动与声振粗糙度）性能，并把NVH性能作为购买汽车时重要的衡量因素。通过对汽车振动噪声的深入分析与研究，发动机和传动系统噪声已经得到一定程度的有效控制［1-2］。而路面噪声在整车噪声中的影响在不断地增大，尤其是电动汽车中没有发动机的激励，路面噪声显得尤为明显，直接影响到车内人员的乘坐感受。因此，控制路面噪声具有重要的工程意义。

根据噪声传播的方式不同，车辆路面噪声通常可分为空气噪声和结构噪声。车辆在粗糙路上行驶时，轮胎受粗糙路面的激励，由底盘和车身传递到车内的噪声称为结构路噪，通常频率区间为20～400 Hz。轮胎与路面产生的摩擦声通过空气直接传递至乘员舱内，称为空气噪声，通常噪声频率区间大于600 Hz。本文重点对车内的结构噪声进行研究，从激励源和传递路径上对问题产生的原因及影响因素进行分析，提出可工程化方案的措施，并进行了实车测试验证。

1 路面结构噪声产生机理

路面结构噪声主要是由于车辆在粗糙路面上行驶时，轮胎与路面的相互作用产生振动通过悬架系统传递至车身，通过车身板件辐射及与乘员舱声腔的耦合产生结构噪声，最终传递至人耳。路面结构噪声发生机理如图1所示。由图1可以看出激励源为路面，传递路径为轮胎、悬架及副车架，响应为车身。

2 路面结构噪声控制策略

图1 路面结构噪声发生机理

基于路面结构噪声的发生机理，可以从激励源、传递路径及响应3个方面进行控制。

1）激励源控制 路面激励作用于轮胎产生的振动，主要通过轮胎的传递特性进行控制。

2）传递路径控制 优化悬架的隔振性能、悬架结构及衬套参数，减小悬架到车身安装点的振动传递。

3）车身响应控制 包括悬架安装点刚度及到车内NTF的控制，车身整体、局部模态的解耦等。

以上控制方法中，轮胎和悬架参数的优化可能会与操稳及平顺性产生冲突，需综合平衡各方面性能。本文将从轮胎、悬架及车身3个方向对路面结构噪声进行相应的优化。

3 某车型路面结构噪声优化

某款开发中的SUV在粗糙路面上行驶时，主观评价车内低频声音严重，并且整体噪声偏大，严重影响车内乘坐舒适性。采用LMS噪声测试设备对车内噪声进行数据采集，通过对噪声不同频率下的峰值进行分析，并进行相应的结构优化，降低该车路面结构噪声，达到整车NVH的开发目标。

3.1 车内噪声问题分析

测试车辆在粗糙路面上以40 km/h的速度行驶，前排驾驶员位置噪声频谱如图2所示。由图2可以看出噪声在46 Hz、80 Hz、120 Hz及210 Hz处存在4个明显的峰值，此时发动机转速为1 600 r/min，对应的2阶激励为53 Hz，噪声频谱中并没有该频率下的峰值，说明车内噪声的主要激励源来自路面激励。

图2 驾驶员位置噪声频谱图

3.2 路面结构噪声源识别

测试轮辋中心点的振动，测试数据如图3所示。其中46 Hz左右X向（整车前后方向）有明显振动峰值，80 Hz左右XYZ 3个方向都有明显的振动峰值，120 Hz左右Y向（整车左右方向）有明显峰值，200 Hz左右Z向（整车上下方向）有明显峰值，与车内噪声峰值频率有较好的对应关系。

图3 轮心振动频率图

相关研究表明：轮胎的扭转模态通常在46～60 Hz左右［3］，在车辆行驶过程中容易被轮胎与路面之间X向的摩擦力激励起来，通过悬架传递至车身。实测轮胎在自由状态下的频率为53 Hz，而在车辆运动状态下的轮胎扭转方向模态会有一定的偏差［4］。

轮胎在80 Hz左右存在上下跳动的模态，不同尺寸和结构的轮胎上下跳动的模态也不一样，通常轮胎的侧壁结构对该模态影响较大［5］。

采用相同规格不同结构的轮胎，车内噪声出现200 Hz峰值的频率基本不变，说明该频率的峰值噪声与轮胎和轮辋形成的空腔模态有关。通过公式（1），计算出声腔模态频率为205 Hz。

式中：r ——从车轮中心到轮胎空腔断面重心的距离；ρ——轮胎空腔内的空气密度；c——音速；E——轮胎空腔内的空气体积弹性模量。

由于在车辆行驶过程中轮胎的滚动半径不断变化，轮胎的空腔也随着滚动半径的变化而变化，因此轮胎的实际空腔模态也随着车速的变化而不断变化，并且受声学多普勒效应的影响，会出现2个峰值的现象，这与车内该频率下的噪声特征吻合。

通过滤波回放发现46 Hz和80 Hz左右峰值是造成车内低频声音偏大的主要原因。本文将重点对46 Hz和80 Hz两个频率峰值进行分析及优化。

3.3 路面结构噪声优化

3.3.1 轮胎结构优化

轮胎是路面结构噪声产生源头，轮胎的结构如图4所示。相关研究表明轮胎的侧壁刚度对低频噪声有较大影响，具体体现在轮胎上包括三角胶的高度、硬度及胎圈包线反包高度等。针对目前轮胎对胎面形状、橡胶厚度及胎侧部位结构进行优化，详细方案见表1。各方案轮胎车内噪声测试结果如图5所示，测试结果表明方案C低频综合表现优于其它轮胎，最终采用方案C轮胎。

图4 轮胎结构示意图

表1 不同方案轮胎

图5 不同轮胎车内噪声频谱

3.3.2 底盘衬套优化

悬架的结构和衬套参数对路面结构噪声有较大影响，前期设计应该充分考虑各部件之间的模态解耦，后期调教需要优化衬套参数，但同时与其他性能平衡。通过调整部分衬套橡胶硬度（表2），实现与操稳及舒适性平衡，同时车内噪声在150 Hz和250 Hz左右改善效果显著，如图6所示。

表2 底盘衬套优化方案

图6 底盘衬套优化车内噪声

3.3.3 车身结构优化

轮胎的振动最终传递至车身，通过板件辐射及与乘员舱声腔的耦合产生结构噪声，最终传递至人耳，对板件的振动控制在路面结构噪声控制中起到至关重要的作用。测试转向节上不在同一个平面上的4个点振动及点到轮心的传递函数，通过计算获得轮心载荷。建立完整的整车CAE模型，如图7所示。

将轮心载荷输入到轮心处，计算车内噪声，并根据测试数据修正CAE模型，确保模型的准确性。图8为CAE模型及修正后的模型计算的车内噪声与实车测试的数据对比，仿真结果与测试结果基本一致，说明CAE模型能真实模拟实车状况。

图7 整车CAE模型

图8 CAE分析与实测结果

针对车内46 Hz噪声峰值进行贡献量仿真分析，发现前风挡玻璃的贡献量最大。模态分析结果显示前风挡玻璃与横梁模态47 Hz，结果如图9所示，声腔模态分析结果为45 Hz，正好与前风挡玻璃模态耦合，造成车内噪声46 Hz左右的峰值。因此，需要对前风挡玻璃安装横梁结构进行优化。

图9 前风挡玻璃与横梁模态

对于风挡玻璃横梁结构与声腔耦合产生的噪声，一是优化横梁，使风挡玻璃模态与声腔模态实现解耦；二是通过加强结构减小横梁的振动，从而降低车内噪声。综合考虑车辆开发周期及成本，决定采用加强横梁及在横梁上增加吸振器的方案，来降低车内46 Hz噪声峰值。前横梁优化方案如图10所示。方案1在横梁两侧分别增加支架，起到加强横梁的作用，方案2在横梁中间位置增加吸振器，减小横梁振动的峰值。通过CAE仿真分析横梁中心点处的原点导纳，振动峰值降低明显，如图11所示。实车验证如图12所示，主观评价低频声改善明显，基本可接受。

图10 前横梁优化方案

图11 优化方案对比分析

4 结论

针对某车型在粗糙路面上行驶时产生的低频噪声，通过对噪声产生的激励及传递路径进行分析，对低频声200Hz以内的几个噪声峰值优化，通过优化前风挡玻璃横梁结构改善47Hz左右峰值，通过轮胎优化改善80Hz左右峰值，通过底盘衬套参数调整，优化车内205Hz左右峰值，最终使车辆的低频路面结构噪声得到较大改善，提升了整车的乘坐舒适性。

图12 优化方案对比测试