NVHD环境下基于Spindle Load的某车型路噪
性能分析及优化
Analysis and Optimization of Vehicle Road Noise Performance Based on Spindle
Load in the NVHD Environment汽车档位示意图
杨国富呼华斌郭志伟刘显臣丁智朱凌门永新
(吉利汽车研究院，杭州，310000)
Yang Guofu, Hu Huabin, Guo Zhiwei, Liu Xianchen, Ding Zhi, Zhu Ling, Men
Yongxin
GEELY Automobile Research Institute, Hangzhou, 310000
摘要: 在路噪分析中，通常采用提取车身与悬架连接点处的载荷的方法进行车身结构的优化，但不能对悬架系统的优化提供帮助。本文借助于NVHD（NVH Director）搭建整车模型，基于Spindle Load的方法，提取基础车型轮心处的载荷进行路噪分析及悬架结构的优化。结果表明，利用本方法可以实现在
项目开发的早期进行路噪性能的分析及优化。
关键词: S pindle Load，路噪，传递路径分析，超单元，NVHD
Abstract:For road noise analysis, the method that gets loads between body and suspension is usually used for body optimization, but it can’t offer help for the suspension optimization. In this paper, full vehicle is built in the NVHD（NVH Director）environment and spindle load method that get load in the wheel center from the basic vehicle is used to road noise analysis and suspension optimization job. The result shows that spindle load can be used for the road noise analysis and suspension optimization job.
Keywords:Spindle Load, Road Noise, Transfer Path Analysis, Super Element, NVHD
1 概述
路面振动噪声性能是消费者最为关注的产品性能之一。在设计前期通过CAE技术对路噪的性能进行前期把控，是解决路噪问题、提升产品品质的最有效手段。常规的路噪分析往往是在样车阶段，利用测试的方法提取车身与悬架连接位置的载荷数据，用以优化车身噪声传递性能。此时，由于悬架数据已基本冻结，难以对从地面传递到车身的载荷进行优化。本文采用spindle load的方法提取基础车型轮心
处的载荷，作为新开发车型的激励并利用TPA 分析的方法出对路噪贡献量较大的路径。在项目开发前期，对悬架结构进行针对NVH性
能的优化，可减少后期整改问题，缩短产品研发周期。此外，进行整车的仿真运算时，由于模型庞大，往往需要较长的时间，本文尝试将超单元的方法运用于整车的路噪分析，以减少运算时间。
1.1 Spindle Load方法简介
Spindle Load方法采用传递函数逆矩阵法。该方法是通过所测量到的转向节上测点的加速度信号及轮心处的结构传递特性，间接计算出轮心载荷。这种方法的优点在于规避了轮胎高度非线性的影响[1]。Spindle Load方法的理论公式如下：
G f=H s+G a H s+H(1)
其中，G f代表轮心处的载荷，G a代表测试点的加速度信号矩阵，Hs代表轮心与测试点间的传递函数矩阵，符号+代表伪逆，H代表共轭转置。在转向节上取多个点测量加速度响应，如下图1所示。
图1 转向节上的测点位置
在公式1中，G a由试验获得，H s由CAE分析得到。在使用公式（1）进行计算时，必须先做出一些调整。对于G a矩阵，采用特殊的前处理方法对该矩阵的行与列进行变换，使其满足与H s相乘的条件，同时在当试验局部坐标系与CAE坐标系不一致的情况下，该方法可以对数据进行校正以满足分析条件。Spindle Load方法的优势在于：1）采集轮心处的载荷，将悬架系统加入路噪的分析及优化过程；2）一般情况下路噪分析频率可以达到250Hz，如果有限元模型足够精准甚至可以扩展到500Hz[2]。
1.2 传递路径分析
汽车内部噪声主要有结构传播噪声和空气传播噪声两种。在结构传递噪声情况下，激励源和响应点分别属于两个不同的系统，激励源一侧的结构称为主动方，响应点一侧的结构称为被动方，一般两者在耦合点处（分界处）通过某种耦合元件连接起来，具体可表现为发动机、底盘部件在车身上的悬置及橡胶衬套等。对于车内响应点的结构噪声，被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[3]。
假设一辆汽车在M 个耦合点处受激励力作用，每一个耦合点处均考虑x/y/z 3个自由度，
则共有N=3*M 条路径。对于某单一激励源，若已知某一传递路径i 上的声传递函数（频响函数）和耦合激励力，则该路径对目标点噪声的贡献量可表示为：
P i=H i(ω)∗F i(ω)(2)
式中，H i(ω)是声传递函数；F i(ω)是激励力的频谱。
在线性系统的假设基础上，总响应可以认为是各传递路径贡献量的矢量叠加：
N
P stru=∑H i(ω)∗F i(ω)                                                        (3)
i=1
通过公式（2）和（3）即可计算各路径对车内声压总响应的贡献情况。
1.3 超单元方法
超单元分析是求解大型问题的有效手段，它把整体结构分化成多个子部件进行分析，即将结构的特征矩阵(刚度、质量等) 压缩成一组主自由度，类似于子结构法，但与之相比具有更强的功能且更易于使用。
在使用弹性结构有限元模型时，超单元法首先将各子结构的内域自由度缩聚到边界自由度上，然后把这些消去内域自由度的子结构(即超单元)用有限元对接方式组合起来进行求解。模态综合超单元法基于精确动力缩聚的变换矩阵，能够得到精度很高的系统动力学方程[4]。2整车模型的搭建
NVHD模块为整车模型的搭建提供了一个高效的平台，可以方便的进行结构ID的管理、网格的自动粗化、连接的定义、集成参数的运用以及超单元的生成等功能。
图2 整车模型及目录树示例
2.1 集成参数
在常规的整车建模中，一些比较重要的参数是在详细模型中创建的。比如：转向系统的传动关系、动力总成的传动关系以及集中质量的创建等。在进行检查和更新时，需要打开详
细模型进行查和更新，耗时且繁琐。在NVHD中提供了各种集成参数用于特殊参数的创建，以转向系统传动关系创建为例。
2.2 连接状态设置
在进行整车分析时，不同的分析工况所需要的模型连接状态是不同的，比如在制动状态时车轮的滚动将会被限制；WOT分析时，不同档位对应的悬置刚度有所差别。在常规的整车模型中，需要在计算时对连接属性进行更改。在NVHD中可以事先对各种工况下的连接属性进行设置，在进行分析时选择所需要的连接状态即可。
2.3 超单元的创建
当整车模型创建完毕进行分析时，往往遇到计算周期长的问题。进行整车路噪分析时，利用有限元模型一般需要3h以上，而超单元模型仅需20min左右，节约了大量的时间用于后期的优化工作。NVHD中嵌入了批量生成超单元的模块，当模型完成网格粗化和ID检查后，模态缩减模块会自动生成SPOINT起始点ID，可以选择模态缩减的方法以及频率计算范围进行模态缩减工作，生成超单元模型。
3 路噪分析及优化
3.1 仿真与测试结果对比
利用两步法进行路噪的分析，车身与悬架连接点作为TPA激励点，驾驶员外耳作为响应输出点。在HyperGraph中利用Transfer Path Analysis模块进行后处理，获得驾驶员外耳处声压响应。仿真结果与试验测试结果对比如图3所示。
图3 仿真与测试结果对比（驾驶员外耳处）
仿真结果与测试结果对比显示：1）曲线走势基本一致，两者均在132Hz、215Hz、235Hz 附件存在峰值，满足分析要求；2）测试结果在153Hz附件存在峰值，仿真结果无明显体现；3）各峰值频率下的
噪声测试结果高于仿真结果3 - 5dB。
3.2 TPA分析
分别加载驾驶员外耳总的声压结果TOT、前悬作用下声压结果FAX、后悬作用下声压结果RAX。TOT曲线中，在132Hz、215Hz及235Hz位置存在峰值，其中132Hz处的峰值最为明显，对比的前、后悬架单独作用下声压曲线，前悬架对132Hz处的峰值贡献较大。
TPA分析结果显示，激励点202和210的Y向的路径贡献量较大，均为前副车架上的激励点。激励点202和210的Y向载荷曲线在132Hz附近存在载荷峰值，与整体声压曲线峰值关联明显，需要对该频率下的载荷传递性能进行优化，载荷曲线如图6所示。
图4 TOT、FAX、RAX声压级曲线
图5 FAX各频率下各激励点贡献量
图6 激励点202、210 Y向载荷曲线