车内轮胎空腔噪声的传递路径识别与优化

高 煜，娄小宝，周禾清，董 良，杨铭杰

（宁波吉利汽车研究开发有限公司，宁波 315336）

前言

随着发动机技术、声学包技术和进排气消声技术的不断发展，动力和传动系统对车内噪声的贡献量逐渐减小，使得轮胎/路面噪声更加凸显，成为车辆内部噪声的主要来源，因此行驶车辆的车内轮胎/路面噪声也逐渐成为驾乘人员能够轻易感知的一项乘坐舒适性指标。

轮胎空腔噪声是轮胎/路面噪声的一个主要成分，其产生原因是轮胎内部封闭空腔受路面激励产生特定频率的共振，该共振通过悬挂系统传递到车身，进而传播到车内形成车内结构噪声。由于轮胎空腔噪声的频率固定，因此会严重影响驾乘人员的舒适性。

文献［2］～文献［9］中对轮胎空腔噪声的产生机理、空腔噪声的解析与数值分析方法和改善车内轮胎空腔噪声的方法进行了研究。上述研究工作大多是从抑制和减小空腔共振的角度出发，而且这些研究表明，通过对轮胎的胎面硬度、结构刚度等参数进行调整，减弱路面对轮胎的激励力或抑制、消除轮胎内部封闭空腔气体的共振，可以达到改善车内空腔噪声的目的。但是，基于调整轮胎的结构、材料等参数开展的轮胎空腔噪声优化，有时会带来轮胎的制动、操控等其他性能的降低，使整车性能不易平衡。

除了从激励来源控制轮胎空腔噪声之外，从传递路径的角度也可改善车内的轮胎空腔噪声，但目前从这方面开展的研究工作较少。其主要原因是，由于车辆有4个（或多个）轮胎，且轮胎空腔共振通过底盘悬挂系统的多条路径传递到车身的多个连接点，是一种多输入多输出的力传递形式，增加了车内轮胎空腔噪声主要传递路径识别和优化工作的难度。

传递路径分析（TPA）方法，基于“源—路径—接受者”的模型，可对多输入多输出系统进行分析，能识别出某个振动或声源到特定接收点的传播路径和贡献量，可帮助工程师有针对性地开展噪声改善工作［10-11］。而车身与悬挂系统的车身侧连接点，是轮胎力从悬挂系统传递到车身的输出点，可综合体现底盘悬挂系统对轮胎/路面激励力的传递作用。因此，本文中利用传递路径分析方法，通过分析悬挂与车身侧各连接点对车内轮胎空腔噪声的贡献量，识别出主要传递路径，并通过CAE仿真确定该路径上需要优化的部件，进而提出优化方案并进行了验证。验证结果表明车内轮胎空腔噪声得到明显降低，也表明了从传递路径角度控制车内轮胎空腔噪声的可行性和有效性。

1 传递路径基本理论

传递路径分析的理论公式为

式中：p为目标点总声压；NTFi和Fi分别为第i条结构传播路径的传递函数和对应的工作载荷；NTFj和Qj分别为第j条空气传播路径的传递函数和对应的声学载荷。开展传递路径分析的关键是获得式（1）中的传递函数和对应的工作载荷。由于轮胎空腔共振噪声主要是通过结构传播，因此下面对结构声的传递函数和工作载荷的获取方法进行介绍［12］。

1.1 结构声传递函数的获取

为获取结构传播路径的传递函数，首先需要拆除主动部件（如动力总成），并断开耦合系统（如底盘悬挂），然后利用力锤或激振器在源（如车身侧连接点）处直接激励，获得目标处（驾驶员左耳处）的声学响应，最后利用激振力和对应的声学响应计算得到结构传播路径的传递函数。基于互易原理，也可在目标处通过体积速度声源激励，并同步测量各源附近处的加速度响应，进而计算结构传播路径的传递函数。本文中采用前一种方法，即通过力锤直接激励来获得传递函数。

1.2 工作载荷的获取

工作载荷指的是在实际工况下作用在源（如悬挂与车身侧各连接点）处的力。获取结构工作载荷的方法有直接测量法、动态复刚度法和矩阵求逆法等方法，而在对车内轮胎/路面噪声分析过程中，常用的方法是矩阵求逆法［13-14］。

使用矩阵求逆法时，需要在源的附近布置一些参考点，然后按照1.1节的方式获取源和参考点的结构路径传递函数｛Hm，n｝，与1.1节不同的是这里的目标值是通过加速度传感器测得的参考点处的振动信号。假设工作载荷为F1，F2，…，Fn组成的向量，参考点处的响应为 X1，X2，…，Xm组成的向量，则工作载荷可通过式（2）计算得到。

式中｛Hm，n｝＝｛Xm｝/｛Fn｝，表示从激励｛Fn｝到响应｛Xm｝的传递函数。由于式（2）使用广义逆矩阵法求解激励力，为抑制噪声，提高求解精度，应使m≥2n。

2 轮胎/路面结构传播噪声TPA模型

本文中以某SUV车型（前后均为独立悬挂系统）的驾驶员左耳处的噪声为目标，将轮胎通过悬挂系统与车身侧各连接点传递的力作为输入，搭建分析模型。由于轮胎空腔噪声主要是通过结构传播，故模型中仅考虑结构传递路径，忽略空气传播路径的部分［15-16］。具体结构传递路径如图1所示。

图1 悬挂与车身侧连接点的传递路径示意图

该车底盘悬挂系统与车身的连接点共有14处，如表1所示。在进行传递路径测试时，只考虑3个平动自由度而忽略3个旋转自由度，故共有42个传递路径。

移除悬挂系统、副车架及各主动端，在车身端的14个连接点处，分别从x，y，z 3个方向进行激励，共获得42个路径到车内驾驶员左耳的振-声传递函数NTFi（i＝1～42）。传递路径测试场景如图2所示。

表1 悬挂与车身连接点名称和对应标号

图2 传递路径测试

在进行振-声传递函数测试时，在激励点的车身侧附近布置两个三向加速度传感器，作为工作载荷识别的参考点，因此同时测量得到了84×42个振-振传递函数，组成了式（2）中的｛Hm，n｝矩阵。再结合实际工况实验过程中的参考点的响应，就可根据式（2）计算得到车身侧结构传播路径的42个工作载荷Fi（i＝1～42）。将 NTFi和 Fi带入式（1）即可计算得到车内驾驶员左耳的合成声压，也可计算每条路径对驾驶员左耳声压的贡献量［17-18］。

3 车内轮胎空腔噪声传递路径分析和优化应用实例

3.1 轮胎的空腔共振模态

轮辋内表面与轮胎胎体内表面之间的封闭空气环受到激励后产生的共振为轮胎的空腔共振模态，其模态频率与声音在内部气体介质中的声速和腔体环的中心周长有关。

未接地的轮胎内部空腔，可以近似看作是一个两端封闭、截面积连续的圆管，如图3所示，其1阶共振频率 f0可按式（3）进行计算［4］。

式中：c为气体介质内的声速；Lc为空气腔的中心周长。

图3 未变形时的1阶空腔模态振型

在车辆静止时，轮胎与地面接触后，轮胎空腔的截面面积不再连续，会形成图4所示的截面变化。该变形会导致前后（声传播方向和轮胎转动方向同向）和上下（声传播方向和轮胎转动方向反向）两个方向的空腔共振模态。

图4 接地变形时的空腔模型

当振型是前后方向时，接地点位置处为振动节点，此时轮胎空腔内声波的1阶模态振型如图5所示。该振型对应的频率可用式（4）近似计算［4］。

式中：lcp为轮胎接地长度；m为接地处变形后截面积与未变形截面积的比，m＝0.9～0.7。

图5 前后方向的1阶空腔模态振型

当振型是上下方向时，接地点处为振动反节点，此时轮胎空腔内声波的1阶模态振型如图6所示，其对应的频率可用式（5）近似计算［4］。

图6 上下方向的1阶空腔模态振型

由上述分析可看到，在静态载荷下轮胎截面变形后，轮胎空腔共振频率由一个共振频率f0变为两个频率 f1和 f2，并且 f2＞f1。

当轮胎滚动时，由于多普勒效应，轮胎空腔的两个共振频率会随轮胎的滚动频率产生进一步的变化［2，5-6］：式中Ω＝v/L为轮胎的滚动频率，v为车速，L为轮胎外周长。

本文中研究车辆在粗糙路面以60 km/h的速度匀速行驶时，车内驾驶员左耳噪声测试结果和轮胎总成转向节的振动加速度，测试结果如图7所示。可以看到，不管是噪声信号还是振动信号在180和198 Hz两个频率处均存在峰值。而车辆使用的轮胎规格为235/55R19，空腔中心周长Lc约为1.8 m，接地长度 lcp约为0.17 m。按照式（4）～式（7），可估算出轮胎的两个空腔共振频率约为178和200 Hz，与图7中实测的两个峰值基本对应。因此可判断图7中的180和198 Hz的噪声峰值是由轮胎空腔共振引起的车内噪声。

图7 车内驾驶员左耳噪声测试结果

3.2 车内轮胎空腔噪声传递路径分析

基于已建立的车辆TPA模型，利用参考点测试的实际工况数据，计算得到各车身连接点的工作载荷，结合车身侧悬挂连接点到车内驾驶员左耳传递函数，利用式（1）可获得各连接点到驾驶员左耳的噪声合成值，如图8所示。从图8中可以看出，基于计算合成的噪声值，其趋势和幅值大小与实测值吻合很好。其中，合成噪声值在400 Hz之前与实测值的趋势和幅值都吻合；而在400 Hz之后，合成噪声值的趋势基本与实测值吻合，仅幅值较实测噪声有所降低。产生这种情况的原因可能是，模型中未考虑轮胎及其他系统的空气传播噪声的影响，故高频部分的声能量未能包含。因此，图8中合成噪声与实测噪声的对比结果也表明：车内低、中频的轮胎/路面噪声（在400 Hz以下）主要是结构传播路径噪声；而在400 Hz以上，空气传播噪声对车内噪声的贡献量逐渐增加。

图8 合成噪声值与实测值对比

图9 为悬挂系统与车身连接处各点对车内驾驶员左耳噪声的贡献量图。从图9可明显看出，在180～200 Hz范围内有两条共振带，且198 Hz处的共振带最为突出。基本上，轮胎的空腔共振激励通过所有车身点向车内传递能量，故需要找出对车内空腔噪声的声能贡献量较大的一个或多个点，有针对性地开展优化工作。

图9 各路径对车内噪声的贡献量

将各车身连接点的贡献量按其对应的部件合并计算，可得到通过该部件传递到车内驾驶员外耳的声贡献量，结果如图10所示。从图10中可清晰地看到：在20～400 Hz范围内，结构噪声主要由后副车架和左右上控制臂传递；180～200 Hz内通过左、右上控制臂与车身连接点路径的贡献量最大，占该频段范围噪声总能量的55.5%。而对应的轮胎空腔噪声优势峰值频率180和198 Hz处，左、右上控制臂与车身连接点的贡献量可达到61%；180～200 Hz范围内，前减振器与车身连接点路径的贡献量仅次于上控制臂点处，占该频段内噪声总能量的18.1%，而在198 Hz处，前减振器的贡献量也有22%。

图10 与车身端相连部件对驾驶员左耳噪声贡献量占比

根据上述贡献量分析结果可知，上控制臂与车身连接点的激励输入是 180～200 Hz频段内和198 Hz峰值处噪声的主要来源。图11为上控制臂及与其相连部件的示意图，其中，A为上控制臂，B为转向节总成，轮胎空腔共振激励从轮心通过上述两个部件传递到车内。故下一步可先对上控制臂或转向节总成本体进行模态分析，确定是否存在与轮胎空腔共振频率相近的局部模态或耦合模态，从而导致共振造成较大的激励输入。

图11 上控制臂路径上各部件示意图

3.3 CAE分析及传递路径优化实验验证

对上控制臂及与其有共同传播路径的转向节总成开展了CAE分析，结果如图12所示。从图12中可以看到：在198 Hz处，上控制臂存在1阶对应的工作模态振型，振动响应最为剧烈；而与其相连的转向节总成在198 Hz处则振动响应较小，无对应的工作模态振型。

图12 前悬系统模态计算

故可以判断，上控制臂与车身连接点路径对车内轮胎空腔噪声的贡献量大，是由于上控制臂的模态被相同频率的轮胎空腔共振力激发，引起共振导致的。因此，可从优化上控制臂的模态频率入手，来减小其对车身的力传递。

对上控制臂的模态频率优化可从改变其结构刚度或质量两个方向进行，如增加上控制臂的整体或局部点的质量，或改变上控制臂的造型，通过增加加强筋等手段增加其刚性。由于增加加强筋的方案实现周期较长，因此选择了增加质量的方案来验证上述分析的正确性，示意图如图13所示。在C和D点处各添加1 kg的附件质量后，再进行测试验证，结果如图14所示。从图14中可以看到，在上控制臂增加质量后，车内轮胎空腔噪声在其对应频率峰值处（180和198 Hz）均降低了3dB（A），证明了该方案的可行性，及从传递路径角度优化车内轮胎空腔共振噪声的可行性和有效性。

图13 附加质量添加示意图

图14 上控制臂传递路径改善后的验证结果

4 结论

本文中从优化车内结构噪声传播路径的方向入手，改善了车内轮胎空腔共振噪声。首先建立了车内轮胎空腔噪声传递路径分析模型；然后基于该模型，利用传递路径分析方法对车内轮胎空腔噪声的传递路径进行贡献量分析，识别出车内轮胎空腔噪声的主要传播路径；接着对贡献量占优的传递路径，通过CAE分析确定了贡献量大的原因和需要优化的部件，并提出优化方案；最后通过实验对比了优化前后的车内噪声，结果表明车内轮胎空腔噪声得到了很好地抑制，验证了优化方案的正确性和从传递路径角度控制车内轮胎空腔噪声的可行性和有效性。