轮胎振动噪声结构传递路径分析

第２９卷第６期　振动与冲击　ＪＯＵＲＮＡＬ　ＯＦ　ＶＩＢＲＡｎＯＮ　ＡＮＤ　ＳＨＯＣＫ　

轮胎振动噪声结构传递路径分析　王万英　，靳晓雄　，彭为　，郭辉　，尹燕莉　（１．重庆长安汽车股份有限公司，重庆４０１　１２０；２．同济大学汽车学院，上海　２０１８０４；　３．上海工程技术大学汽车工程学院，上海２０１６２０；４．重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆４０００４４）　

摘　要：简要介绍结构传递路径分析的基本理论，在分析车轮激励力及其传递的基础上，建立了轮胎噪声的结构　传递路径分析模型，进行了轮胎噪声的结构传递路径试验，得到车内目标点由结构传递的合成声，在３００　Ｈｚ以下，合成结　果与实测声压在主要峰值附近吻合很好。利用频谱贡献云图和矢量叠加图分析了各结构传递路径对车内噪声的贡献，并　采用矢量叠加及数据对比的方式详细分析了２５　Ｈｚ时各传递路径对目标点的声贡献，从传递路径的角度找出了对车内噪　声起主导作用的环节，通过控制这些环节，可以降低由轮胎引起的车内噪声。　关键词：轮胎噪声；传递路径分析；激励力；声贡献　中图分类号：Ｕ４６７．４＋９３　文献标识码：Ａ　

传统上，研究人员一直把注意力集中在降低发动　机和传动系统噪声上，且通过采取隔声、吸声、消声等　降噪措施，已使其降低到了相当的程度，轮胎已成为现　代汽车非常重要的噪声源ｌ】　。轮胎噪声主要有两部分　组成：一部分为泵浦作用、胎面振动以及轮胎花纹块与　路面相互作用直接辐射的噪声，为直接轮胎噪声，这部　分噪声主要影响周围环境；另一部分为轮胎激励产生　的动态作用力，通过悬架系统传递到车身，引起车身振　动，从而向车内辐射噪声，这样产生的噪声为间接轮胎　噪声，这部分噪声影响乘坐舒适性　。本文主要研究　间接轮胎噪声。　汽车受车轮激励力的激励，通过不同的路径，传递　到车内响应点　。为了进一步降低轮胎噪声，往往要　综合考虑多个传递路径的情况，就需要轮胎噪声进行　传递路径分析（Ｔｒａｎｓｆｅｒ　Ｐａｔｈ　Ａｎａｌｙｓｉｓ），确定从各路径　传递的激励能量在总能量中所占的比重，从传递路径　的角度找出对车内噪声起主导作用的环节，通过控制　这些环节，以降低由轮胎引起的车内噪声　一７１。　１　结构传递路径分析基本理论　１．１系统响应　在结构声情况下，激励源和目标点分属于两个不　同的系统，激励源一侧的结构称为主动方，目标点一侧　的结构称为受动方，一般两者在耦合点处（分界处）通　过某种耦合元件连接起来，受动方在耦合点处的每一　个自由度到目标点均形成一条传递路径。通常只考虑　，Ｙ，ｚ三个平动自由度而忽略三个旋转自由度　Ｊ。　对于某单一激励源，如果已知某一传递路径ｉ上的　传递函数（频响函数）和耦合激励力，则该路径对目标　收稿日期：２００９—０４—１３修改稿收到日期：２００９—０６—２３　第一作者王万英男，博士，１９８１年生　点噪声的贡献量可表示为：　Ｐ　＝Ｈ　（０９）・Ｆ　（　）　（１）　其中，Ｈ　（　）是传递函数，，　（　）是激励力的频谱。　在线性系统的假设基础上，总响应可认为是各传　递路径贡献量的线性叠加：　，ｖ　Ｐ　＝∑Ｈ。（∞）。Ｆ　（　）　（２）　

在传递路径分析中，首先需要根据不同性质的问　题，明确所需分析的耦合点（激励点），接下来就需要估　计各耦合激励力和传递函数。　１．２耦合激励力　结构声传递路径分析的耦合激励力的获取方法主　要有直接测量法、动态复刚度法、矩阵求逆法和激励点　反演法四种　’　。　（１）直接测量法　直接测量法是指在所分析系统的耦合点处附加力　传感器，直接测量在车辆或其零部件正常运行时受动　方在耦合点处作用力的方法。该法在实际操作中会遇　到很多问题。首先，力传感器尺寸和安装条件会受到　限制；其次，要考虑如何保证嵌入的弹簧力传感器不改　变耦合点的实际工作状态，同时还要考虑如何保证弹　簧相对位移的测量精度。　（２）动态复刚度法　对于某些传递路径来说，主动方与受动方是通过　悬置相连的，激励力可用悬置综合刚度矩阵和悬置上　下支点问位移差计算得到。　Ｆ　＝Ｋ（∞）・［Ｘ　（∞）一ｘ　（　）］　（３）　其中，Ｋ（∞）为悬置的动态复刚度；置（∞）为受动方在耦　合点处的位移；　（　）为主动方在耦合点处的位移。　主动方与受动方在耦合点处的位移是通过测量加　速度得到的。测量时，加速度传感器安放应尽可能的　靠近耦合点，否则，得到的加速度将不能反映较高频率　的特征。此外，动态复刚度测量还考虑的因素有：正确　第６期　王万英等：轮胎振动噪声结构传递路径分析　８９　的预载荷、环境参数的影响、按实际运行时的边界条件　进行　，Ｙ，　三向激励。　（３）矩阵求逆法　如果主动方和受动方是刚性连接或者弹性连接但　弹性元件的刚度相对于主、受动双方的局部刚度较大，　耦合元件的变形相对于其周围结构的变形不够大，就　不适合使用动态复刚度法测量耦合激励力，此时可采　用矩阵求逆法。　对于线性系统，当有激励力Ｆ。，　，…，　时，存在　响应　。，　，…，　，由系统的运动方程可得到耦合激励　力的估计式：　Ｆ１　Ｆ２　●●●　Ｈｌ１　１　－　：　ＨＭｌ　Ｈ１２　：　●　：　日　１Ⅳ　Ｈ２　●　：　ＨＭＮ　１　●●　２　●●●　●●　ＸＭ　（４）　简写为：　｛Ｆ（　）｝＝［Ｈ（０９）］　・｛Ｘ（　）｝　（５）　其中，｛Ｆ（∞）｝为耦合激励力向量；｛　（　）｝为响应点　上的工作响应向量，称　，　，…，　为参考自由度；　Ｈ　＝Ｘ　／Ｆ　为由输入Ｆ　到响应Ｘ　的传递函数。　为了抑制噪声，避免数值问题，并使估计出的耦合　激励力更加精确，应使参考自由度数　不小于耦合激　励力数Ⅳ（传递路径数）。在使用矩阵求逆法时还应注　意：参考自由度须取在受动方，尽量分布在耦合点附　近；测量频响函数Ｈ　时，主动方应在各耦合点处与受　动方解耦并从耦合点移走，以消除激励源耦合的影响。　（４）激励点反演法　激励点反演法是矩阵求逆法的特例，参考点选在　耦合点上且不考虑超定的参考点。通过测量受动方在　耦合点处的激励点频响函数（Ｄｒｉｖｉｎｇ　Ｐｏｉｎｔ　ＦＲＦ）及其　工作响应来计算工作力：　Ｆ　＝Ｈ　・Ｘ　（６）　其缺点是不能获得耦合激励力向量的最小二乘估　计，且忽略了不同激励力间的相互耦合情况，计算结果　误差较大，一般用于快速且粗略的传递路径分析。　１．３传递函数　与激励力相对应的传递函数可以通过实验测量得　到，也可以通过数值或解析计算得到。实验直接测量　传递函数一般要断开耦合系统，在耦合点用力锤或者　激振器激励，测量系统目标点的响应。另外一种测量　方法是利用线性系统的互易性原理，在目标点激励，然　后测量耦合点的响应。例如，利用互易性原理测量车　身声压一力传递函数，可以在人耳处放置空间无指向　声源作体积速度激励，然后测量车身和底盘耦合点的　加速度响应　。　２　轮胎噪声的结构传递路径分析模型　２．１车轮激励力　不平路面对轮胎的激励主要来自两方面：一是路　面通过接触面对轮胎不断地局部压缩和释放，产生垂　向激励力；另一方面是路面与轮胎橡胶在接触面不断　地滚挤和释放，产生纵向激励力。轮胎和路面产生的　激励力传递到轮胎，再经过轮胎内空气腔和轮辋的耦　合系统传递到车轴，形成车轴上的纵向力（　方向）、侧　向力（Ｙ方向）和垂向力（ｚ方向），有时还有扭矩。不平　路面产生的激励力随着频率增加而迅速减弱。轮胎材　料和几何尺寸的不均匀也会在周向产生激励力，即使　在平路面上，这种激励力也不会消失　。　２．２激励力的传递　轮胎激励力通过悬架结构中的多种途径传递到车　身，图１所示为轮胎激励力的传递系统图。　

图１轮胎激励力的传递系统图　Ｆｉｇ．１　Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　ｏｆ　ｔｉｒｅ　ｅｘｃｉｔｉｎｇ　ｆｏｒｃｅ　

对于在轿车上应用较多的独立悬架和承载式车身　来说，轮胎激励力有两条主要的传递通道：一路通过悬　架弹簧和减振器传到车身悬架弹簧上端；另一路通过　摇臂铰接点、托架传到车身托架支撑部位。对于转向　轮，车轮激励力会传到转向臂，并通过安装在托架上的　转向结构传到车身。如果有纵向推力杆，还有一路通　过推力杆传到托架甚至直接传到车身。从而引起车身　各板壁的振动并向车内辐射噪声　。　２．３模型结构　轮胎噪声的结构传递路径较多且比较复杂，在建　模过程中应结合实际情况进行适当的简化。　将所研究的汽车作为一个系统，并把该系统分成　两部分。其中，轮胎作为主动方，汽车车身（包括悬架　系统在内）为受动方，车轴端（轴头）为主动方与受动方　的耦合点，驾驶员右耳的声压为系统的目标或输出。　通过上述分析可知，轮胎激励力通过轴头将振动传递　给车身，从而使车身板壁振动并向车内辐射噪声。因　此，轮胎噪声的结构噪声源为四个轮胎在各自轴头处　的激励，每个激励只考虑　，Ｙ，ｚ三个平动自由度而忽略　三个旋转自由度，共有１２条结构传递路径，如图２　所示　振动与冲击　２０１０年第２９卷　。ｆ　向激励　左ｌ　前｛　向激励　轮Ｊ　Ｉ：向激励　

．ｆｘｌｈＪ激励　右Ｉ　

前　向激励　轮ｊ　Ｉ：向激励　

＋．ｆ　向激励　鲁ｊ　向激励　

轮｝　ｌ：ｒｕＪ激励　

一ｆ　向激励　囱Ｉ　后｛　向激励　轮Ｉ　Ｉ　ｚｌ，Ｉ】激励　

轴头　轴头　轴头　

轴头　轴头　轴头　

轴头　轴头　轴头　

轴头　轴头　轴头　

冈２轮胎噪声的结构传递路径示意图　Ｆｉｇ．２　Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ｔｒａｎｓ￣ｌ‘ｐａｔｈ　ｏｆ　ｔｉｒｅ　ｎｏｉｓｅ　

结构　传播　

噪声　

由１．１节可知，由轮胎引起的结构传播噪声可用　下式表示：　】２　Ｐ　＝∑Ｈ　（∞）・Ｆｉ（　）　（７）　

其中，　（　）为第ｉ条传递路径的振一声传递函数，可　通过试验直接测出；Ｆ　（　）为第ｉ条传递路径的耦合激　励力，可用下式表示：　Ｆ１　Ｆ２　●●●　Ｆｌ２　１．１　日１　２　…　Ｈ１．１２　

２．１　日２．２　…　．１２　

１２．１　１２　２　…　Ｈｌ２　１２　３轮胎噪声的结构传递路径分析　

１　●●　２　

●●●　●●　１２　

（８）　

３．１传递路径试验　试验在整车半消声室内进行，采用比利时ＬＭＳ公　司的ＳＣＡＤＡＳ　ＳＣ３０５Ｗ信号放大和智能采集系统采集　数据，采用ＬＭＳ　Ｔｅｓｔ．１ａｂ系统测试与记录信号。　试验分两步进行：第一步测量车辆在实际运行工　况下各参考自由度的加速度及目标点声压；第二步测　量各传递路径到目标点的振一声传递函数及各传递路　径激励力到各参考自由度加速度响应的传递函数。试　验场景及各参考自由度加速度测点布置如图３所示。　研究表明，在轿车实际行驶过程中，当车速在８０　ｋｍ／ｈ左右时，轮胎噪声会超过其他噪声源，成为车内　噪声的主要成分，故只对８０　ｋｍ／ｈ时的轮胎噪声的传　递路径进行分析。　测量实际运行工况下各参考自由度的加速度及目　标点声压时，将样车置于消声室转鼓上，发动机怠速　（样车为自动变速器配置），变速器挂Ｎ档，由转鼓拖动　车轮转动，测试８０　ｋｍ／ｈ时的匀速工况下的信号。