前言

路面激励引起的车内噪声问题的研究与优化一直是汽车NVH性能研究的一个重要领域。随着发动机噪声的降低和新能源汽车的普及,道路噪声已成为城市和郊区常规驾驶工况下车内噪声(300Hz以下)主要来源。为满足顾客对汽车“轻”与“静”的音质需求，对汽车主机厂的车型研发以及NVH性能优化提出了更高的挑战。

而路噪问题的诊断与优化时常与以下几个词形影不离：“多参考TPA”，“ODS”，“轮胎选型与空腔模态”，“车身的强迫响应”等。今天我们就通过一个具体案例来向大家直观的展示如何把以上几个词有机的结合从而实现路噪问题的系统级优化。

案例分享

1.基础概述

本案例中为某型MPV，动力总成布置形式为前置后驱，4缸汽油发动机。手动变速箱，无双质量飞轮环节及平衡轴。底盘布置形式为前悬架为经典麦弗逊悬架，后悬架为非独立悬架。

对车内噪声进行基础测试，为规避发动机噪声的影响，定义试验工况为55-45km/h粗糙路面滑行工况，测试结果如下：

图1 55-45km/h 粗糙路面滑行工况车内噪声

主要结论： 由上图可知，目前路噪（300Hz以内）存在多个峰值，分别为34Hz，53Hz，73Hz，159Hz，243Hz。 主观评价结果为车辆在粗糙路面行驶过程中车内有明显的打鼓声，且后排比前排严重（存在声腔模态影响）。 故需要针对多个峰值同时进行优化，而且由于低频峰值较多，根据经验判断车身较大可能性存在弱点，路面激励通过悬架后造成车身振动从而引发车内轰鸣问题。 故首先需要确定技术路线：

技术路线的确立：

图2 路噪问题优化诊断技术路线

如图 2所示，创建试验与仿真相结合的技术路线，试验方面：通过多参考分析及PCA分析方法，确定与车内噪声峰值强相关的底盘悬架系统（前悬架，后悬架）；针对问题悬架进行多参考TPA分析，同时结合ODS（工作变形分析）和模态分析等方法快速锁定底盘问题部件，并提出优化方案；CAE仿真方面：初始阶段可通过基于内饰车身或白车身模型的模态分析，传递函数分析尝试寻找车身弱点，当试验中完成多参考TPA分析时，获取车身接附点激励力，从而基于内饰车身模型进行强迫响应分析并进行模型对标，对标完成的模型进行弱点分析从而提出优化方案。

注：这里就体现出经典TPA较工况TPA的优势，经典TPA中可以获取车身侧接附点激励力，从而与仿真相结合，以真实的激励力激励内饰车身模型，直接实现车内目标点的对标分析。进而更好的评价模型质量。

确定好技术路线后，我们需要就频带范围再次进行较为细致的划分，从而针对不同的路噪问题表象应用不同方法进行解决：

图3 主要路噪问题频带划分与解决方法

如图 3所示，我们可以将路噪问题大致划分为四个频带范围，以下进行详细说明：

- 20-60Hz：该频带范围内主要由于车身结构存在弱点造成，悬架系统的调整可能存在一定效果但效果不大，需要优先更改车身结构

- 60-200Hz：该频带范围内，主要由于底盘悬架系统的设计缺陷所导致的路噪问题，可通过多参考TPA结合ODS、模态分析等手段锁定问题构件，从而实现问题的整改与优化；

- 200-250Hz：轮胎空腔模态极易容易出现在该问题频段内，可通过轮胎选型的方式规避该问题或拟制该问题。毕竟轮胎空腔模态是无法消除的！

- 大于250Hz：一般到800Hz处为胎噪问题，是轮胎的辐射噪声，也可以通过选取低噪轮胎取得优化效果，更高的频率范围内主要取决于车辆的声学包性能的优劣。

小结：

本案例中，车辆路噪问题严重，300Hz频带内存在多个峰值，根据经验判断底盘系统及车身系统均存在贡献，需要统一优化。创建试验与仿真相结合的技术思路，应用经典TPA（多参考TPA）方法，通过车身被动侧接附点激励力将试验与仿真有效结合，从而实现路噪问题的优化。

2.主成分分析（PCA）

2.1 以轮芯振动为参考的主成分分析

路噪问题中，引起车内噪声的激励来自于地面，所有的激励是耦合在一起的。我们需要通过数学方法将其解耦从而实现激励的剥离。而该种解耦的数学方法即为我们的主成分分析。

而以轮芯振动作为参考进行的主成分分析主旨是解耦激励，以判断问题频率是来自于前悬架还是后悬架，如果问题集中在其中一个悬架，即可只针对于该悬架进行更深入的研究，例如该悬架的ODS分析或是传递路径贡献量分析等。

具体操作步骤为首先求解多参考互谱，然后基于多参考互谱求解虚拟相干自谱（Virtual Coherent Autopower），通过对比不同参考的虚拟相干自谱与实测自谱曲线从而判断问题峰值来自于哪个悬架。其中参考通道定义规则如表1所示：

表1多参考分析数据定义方式

本案例中分析结果如所示

图4 以轮芯振动为参考的PCA分析结果

通过上图分析我可以发现：

1. 黑色实测自谱曲线与红色虚拟相干自谱曲线在300Hz以内的频带范围内基本吻合，证明300Hz内的路噪主要由结构振动引起——车内目标点噪声与前后悬架强相关

2. 37Hz峰值处：黑色实测自谱曲线、与绿色虚拟相干自谱曲线基本吻合，与蓝色曲线差距较大，证明该处峰值主要贡献量为后悬架系统

3. 依据以上评判标准整理主要峰值主要贡献系统结果如下：

?       37Hz处峰值主贡献量为后悬架系统

?       52Hz处峰值主贡献量为后悬架系统

?       142Hz处峰值主贡献量为前悬架系统

?       255Hz处峰值初步判断为轮胎空腔模态

2.2 以车内噪声为参考的主成分分析

在判断主要问题峰值相关的问题悬架系统后，我们需要针对于目标点响应进行解耦。之所以需要相对于响应进行解耦工作，主要是为了避免分析上的繁琐。这里我们进行一个简单的说明，若是我们参考振动（轮芯振动）进行主成分分析时，四个轮芯，每个轮芯三个方向的振动，我们可以解耦出≤12个特征。而振动加速度不光体现了NVH性能，还有例如操稳、疲劳等特征，这时就会造成车内目标点噪声需要多个主成分才能拟合而成。或是说即使没有其他性能的影响，目标点峰值仍旧可能会既有某一悬架X方向的贡献又有Z方向的贡献，从而在主成分分析时会发现该峰值存在多个主成分贡献。而参考车内噪声进行主成分分析时，解耦出来的特征基本与目标点噪声直接相关，所以基本上一到两个主成分即可完成拟合，更加方便我们的数据处理分析，同时也更能体现NVH问题。

本案例分析结果如下：

图5 以车内噪声为参考的PCA分析结果

根据图 5所示，车内噪声主要峰值基本均由第一阶主成分拟合而成，所以该阶主成分将被用于之后的ODS分析及TPA分析当中。

3. 基于第一阶主成分的ODS（工作变形）分析

根据路噪测试分析结果，设计悬架系统路噪ODS测试试验方案。路噪ODS振型结果可用于对可能引起路噪峰值的悬架部件做进一步的诊断

前悬架及后悬架路噪ODS测点如下图所示，总共64个测点

图6 路噪ODS测点描述

基于第一阶主分量（噪声参考）上，对底盘悬架系统进行工作变形分析，试验结果如下显示。

图7 33.79Hz工作变形结果

图8 52.75Hz工作变形结果

图9 74.2Hz工作变形结果

图10 158.2工作变形结果

对工作变形分析结果总结如下：

- 33.79Hz工作变形结果：主要表现为后桥点头振动，主要是刚体变形，未发现部件有弹性体变形；

- 52.75Hz工作变形结果：主要表现为后桥点头振动+后悬架后横拉杆x方向弹性体变形；

- 74.2Hz工作变形结果：主要表现为后悬架后横拉杆Z向弹性体变形；

- 158.2工作变形结果：主要表现为前副车架弹性体变形及后悬架拖曳臂弹性体变形；

- 244.1Hz工作变形结果：未发现明显特征，振动较大点均位于前后悬架轮胎输入点处。根据频率判断，该处峰值与轮胎空腔模态较为接近。

根据工作变形分析结果，已经对悬架系统问题部件进行了初步锁定，由于本案例中需要通过经典TPA获取车身接附点的激励力从而与有限元分析相结合。所以下一步我们进行多参考TPA分析，进一步判底盘悬架系统问题部件，并将获取的激励输入给CAE分析，辅助车身优化。

4. 多参考TPA分析

由于我们已经完成了主成分分析，结果显示以麦克风为参考的第一阶主成分将被用于TPA分析当中。具体的TPA分析流程在本文中不在赘述，只为大家展示TPA建模测点及最后数据分析结果。

4.1 TPA模型建立：

由于PCA分析中发现，300Hz以内频带内的主要贡献为结构路径传递，故在本次传递路径分析中不考虑空气传递路径。且由于传感器数量有限，进行了分批次测试，但建议广大朋友们如果能一次性完成测试建议一次性完成测试，这样的分析精度及数据质量更高。

表2 传感器的布置和测量方向（第一组）

表3 传感器的布置和测量方向（第二组）

完成上述各点（车内麦克风响应、悬架与车身连接点被动端、各参考点）的工况数据测试后，还需进行“悬架与车身耦合点”至上述各点的传递函数（FRF）测试。即，用模态力锤分别激励“悬架与车身接附点”，测试得到上述各点的加速度响应，进而得到“悬架与车身接附点”至上述各点的FRF。

试验在半消声室或者安静的模态实验室内进行，测试前，需将四个悬架拆除，用四个空气弹簧将内饰车身支撑起来，如下图所示。

图11 拆除悬架、支撑车辆示意图

4.2 路噪载荷识别

完成TPA建模及试验数据获取工作后，便可进行各条传递路径的载荷识别工作，本例所考察的路噪问题传递路径载荷输入点包括：前悬架摆臂与车身连接点（共4各点）、前悬架弹簧与车身连接点（共2个点）、后悬架拖曳臂与车身连接点（共2个点）、后悬架控制臂与车身连接点（共2个点）、后悬架弹簧与车身连接点（共2个点）、后悬架阻尼器与车身连接点（共2个点）、后悬架横拉杆与车身连接点（共1个点）。上述共15个路噪载荷输入点，45条传递路径(每个输入点有三个方向，共15×3=45条路径)。本例中应用逆矩阵法（Matrix Inversion）作为路噪TPA载荷识别方法。在完成了传函及工况数据的设定后，利用逆矩阵法，获得各个悬架安装点处的三个方向的载荷谱线，该谱线将用于后续的TPA贡献量分析，同时可以给CAE模型提供载荷输入。上述45条传递路径载荷识别结果如图 12所示。

图12 路噪TPA载荷识别结果

4.3. 传递路径贡献量分析

在完成载荷拾取后即可查看各条路径对于问题峰值的贡献量，针对车内噪声，按饼状图进行贡献量排序，以中排噪声74Hz处峰值为例，分析结果显示后悬架系统横拉杆为主要贡献者，该分析结果与ODS分析结果相吻合，可锁定问题部件。具体结果如所示：

图13 车内中排噪声74Hz峰值处贡献量分析结果

根据问题峰值频率逐一排查传递路径贡献并对比ODS结果，最终确认问题部件，其结果汇总如下：

表4 TPA分析结果汇总

4.4 小结：

- 针对车内路噪问题，进行主成分分析，首先以轮芯振动作为参考解耦激励，定义主要问题峰值强相关的悬架系统，再以车内噪声作为参考解耦响应，明确了第一阶主分量为主要贡献，将用于ODS及TPA分析中。

- 基于第一阶主分量进行工作变形分析，初步判断问题构件；

- 基于第一阶主分量进行经典TPA分析，分析过程中求解车身接附点载荷并输入给CAE分析团队用于优化车身结构，同时结合传递路径分析结果及ODS分析结果，最终明确问题部件。

5. 基于路噪载荷的内饰车身强迫响应分析 

根据经典TPA分析结果，获取车身接附点激励力，基于该车身接附点载荷进行内饰车身强迫响应分析，分析流程如图 14所示

图14 内饰车身优化流程

基于路噪真实载荷，对内饰车身进行强迫响应分析。该分析过程中便可将车内噪声作为试验与仿真对标的目标点，更为直观有效的评判模型精度。通过循环性的模型标定，调整模型至可接受精度量级，基于完成对标工作的内饰车身模型进行车身弱点分析。分析方法包括：面板贡献量分析、单元贡献量分析、工作变形分析、传递路径分析等。找到弱点后提出首先需要提出概念性方案，该方案的目的在于验证改进方向，明确改进思路。一旦概念性方案有效，便可进行有限元网格的快速优化方案验证。若效果可接受，需要与车身设计部门紧密合作，确定最终可工业化实施的量产车身方案。本案例中最终确定了车身优化方案40余个，并最终得以实施。

6. 总结

以上为试验与仿真的全部分析内容，通过以上的分析，路噪主要问题峰值得以明确，结果如下：

基于以上贡献源，提出修改建议，这里只描述底盘系统方案，车身优化方案不在赘述。

1. 由于后桥点头模态对低频峰值贡献较大，建议添加吸振器

2. 后拉杆存在设计弱点，工业化方案明确为厚度从3mm降低至2mm

3. 后悬架减振器调整刚度

4. 前副车架结构加强，不建议添加动力吸振器，由于空间有限

5. 后悬架系统衬套隔振调整，降低15%，但需要结合操稳性能选择最终方案。

以上底盘系统方案最终采纳了部分，车身方案共采纳40余个，最终路噪优化效果如图15所示

图15 车内噪声最终优化效果

前排噪声总声压及降低2dB(A), 中排噪声总声压及降低3.5dB(A), 前排噪声总声压及降低5.2dB(A)。