動力總成振動對車內噪聲的傳遞路徑影響

李未，李慶華

(長春大學 機械工程學院，吉林 長春 130022)

汽車的產品開發設計過程中，轎車內的中低頻結構噪聲是影響車輛乘坐舒適性的主要因素之一.路面不平、動力總成系統振動以及底盤部件等引起的噪聲不僅會給車內乘員帶來疲勞和不適，也是城市環境噪聲的主要來源.產生車內噪聲的因素很多，動力總成是車內噪聲的重要噪聲源之一.發動機運轉時產生的振動通過懸置傳至副車架，再傳至車身，進而激發車內噪聲［1-2］.因此，研究懸置對車內噪聲的影響，準確識別出動力總成振動到車內噪聲影響較大的傳遞路徑，并對懸置改進設計提出行之有效的方案，以便提高動力總成懸置的隔振性能，降低振動的傳遞，減小車內噪聲，達到提高車輛乘坐舒適性的目的.

利用傳遞路徑分析(transfer path analysis，TPA)方法，通過實車試驗和分析，可以迅速、有效地識別出對車內振動起主要作用的傳遞路徑，為整車振動控制、提高乘坐舒適性提供依據［3-4］.

本文是對某國產轎車進行車內降噪研究過程中的試驗項目部分.利用LMS/TPA軟件，以某轎車動力總成振動對車內噪聲影響的分析為例，闡述了傳遞路徑分析的具體方法和試驗過程，按照國際標準規定的聲學評價方法，確定了車內噪聲較大的工況，分析了動力總成振動在該工況下對車內噪聲的影響，識別出了對車內噪聲貢獻率較大的傳遞路徑.進一步對主要路徑的激勵與頻響函數進行分析后確定是否由動力總成振動導致車內噪聲過大.因此應針對懸置的特性進行優化分析，以達到減小車內噪聲的目的.

1 傳遞路徑分析方法簡介

1.1 TPA 原理

傳遞路徑的分析技術在許多文獻中均有介紹［5-9］.在進行傳遞路徑分析時，假設系統是線性非時變系統.動力總成作為單獨的激勵源，振動沿懸置形成多個傳遞路徑并傳遞能量到車內.車內目標位置結構聲壓則是所有路徑上產生的貢獻量的線性疊加.

式中:Pt(ω)為車內目標點結構聲總聲壓，fi(ω)為第i條路徑上的激振力，

F(ω)=［f1(ω)f2(ω)…fn－1(ω)fn(ω)］T為各傳遞路徑激振力列向量.Ht/i(ω)為第i條路徑的頻響函數(frequency response function，FRF，

Ht(ω)=［Ht/1(ω)Ht/2(ω)…Ht/n－1(ω)Ht/n(ω)］為頻響函數矩陣.

由式(1)可知，進行TPA計算時需要知道每條傳遞路徑的頻響函數與激振力.

1.2 激振力的獲得

由于汽車結構復雜，其振動源激振力往往不能直接測量，常需要利用間接的方法獲得，如逆矩陣法和懸置剛度法等.

在利用懸置剛度法估計激振力時，需要準確地確定懸置剛度值.測量懸置剛度時，不僅要求按實車狀態施加預載荷和邊界條件，而且還要考慮工作溫度等方面的影響，不易獲得準確的懸置剛度值.因此，一般多采用逆矩陣法.

用逆矩陣法計算激振力時，需在車身上選取適當數量的參考點，通常取參考點數大于2倍的傳遞路徑數，同時再獲得系統在工作狀態下的頻響函數，激振力可由式(2)計算:

式中:F為各傳遞路徑上的激振力向量，F=［F1F2…Fj…Fn］T，j=1，2，…，n;˙X為各參考點的響應加速度向量應在各耦合點所在懸置附近的車身側結構上取得;Hij=/Fj為激振力Fj與參考點振動加速度間的頻響函數.

1.3 頻響函數的確定

為獲得準確的頻響函數，需要拆除汽車上的激振源(如動力總成)，并保留其懸置在車身上的支架結構，利用錘擊法或激振器法來獲得頻響函數.受動力總成懸置點周圍空間的限制，本文采用錘擊法求取頻響函數.

用錘擊法進行頻響函數測量時，先要對錘頭上的力傳感器進行標定，并在懸置支架上進行錘擊激勵，通常每個位置敲6～8次，通過求平均得到試驗結果.

2 車內噪聲特性分析

首先對某轎車內噪聲特性進行分析.在整車半消聲室轉轂上，根據不同行駛工況下的車內噪聲，確定噪聲較大的工況，進而針對該工況進行傳遞路徑識別試驗.試驗在一汽研發中心的整車半消聲室內進行.采集噪聲信號使用LMS的ICP式傳聲器，布置在駕駛員耳旁;數據采集設備為LMS公司的SCR05便攜式數字采集系統;分析采用LMS Test.lab的Transfer Path Analysis模塊.測試過程中門窗均關閉.

依據GB/T18697-2002《聲學汽車車內噪聲測量方法》，汽車以最高檔(5檔)行駛，從40 km/h開始，到130 km/h，以10 km/h為間隔，進行勻速行駛測量車內噪聲.該車在轉轂上勻速行駛時的車內噪聲試驗結果見表1，主要車速下車內噪聲的1/3倍頻程頻譜見圖1.

表1 勻速行駛工況下車內噪聲測量結果Table 1 The results of interior noise at diffevent constant speeds

圖1 勻速行駛時車內噪聲1/3倍頻程頻譜Fig.1 The 1/3 octave of interior noise at constant speed condition

由試驗結果可以看出，在整個車速范圍內，車速低于100 km/h下勻速行駛時，車內噪聲較小，均小于70 dB(A);隨著車速增加，車內噪聲逐漸加大，在車速120 km/h時的車內噪聲最大;同時，車內噪聲峰值主要分布在80～500 Hz范圍內.因此本文主要研究車速為120 km/h，頻率為20～512 Hz時動力總成對車內噪聲的傳遞路徑分析.

3 傳遞路徑分析試驗

針對上述試驗結果，以120 km/h勻速行駛工況下，對動力總成懸置點車身側到車內噪聲的傳遞路徑進行識別試驗為例，試驗過程如下.

1)被試轎車以120 km/h的速度在轉轂上勻速轉動，測量動力總成各懸置點被動側的振動加速度信號與車內噪聲聲壓值.該車型動力總成為3點懸置，分別是動力總成左、右懸置及后懸置，共形成9條傳遞路徑到車內目標點.

2)從車上拆除動力總成，保留其在車身上的懸置支架結構.在動力總成懸置車身側附近選取6個以上參考點，并安裝上加速度傳感器，保留轉轂試驗時動力總成懸置車身側加速度傳感器和車內聲級計不動，采用錘擊法沿X、Y、Z3個方向敲擊動力總成懸置車身側加速度傳感器安裝點附近的合適位置，測量各敲擊點到各參考點及駕駛員耳旁噪聲的頻率響應函數(FRF)，如圖2所示.

圖2 某轎車轉轂試驗及錘擊法現場Fig.2 The testing spot of the car

3)運用LMS/TPA軟件進行試驗數據處理和傳遞路徑的識別和分析.

4 傳遞路徑分析識別

4.1 車內噪聲合成及驗證

圖3為車速120 km/h時車內噪聲在20～512 Hz的實測聲壓級幅值譜以及動力總成懸置各條路徑的貢獻量合成值.

圖3 車速120 km/h時車內噪聲實測值與合成值比較Fig.3 Comparison between actual measured and composite value about interior noise at the speed of 120 km/h

從圖3中可以看出，車內合成噪聲與實測噪聲變化趨勢相同，驗證了該次試驗的正確性，但是仍然在幅值上存在誤差.原因可能有:

1)拆除動力總成后，由于懸置支架的結構原因，安裝傳感器的測點位置和激勵點不是同一個點，存在一定的距離，從而造成誤差;

2)在進行車內噪聲合成時，忽略了由于底盤零部件振動產生的噪聲，造成了一定誤差.

4.2 各條傳遞路徑的貢獻量分析

經過TPA計算，得到動力總成3個懸置點9條傳遞路徑對車內噪聲的貢獻量色譜(圖4)以及極坐標(圖5).

從圖4中可以看出，在頻率分別為 82、132、231、264 Hz左右時存在峰值.而該工況下，發動機轉速為3 960 r/min，其發動機二階點火激勵頻率為132 Hz，其余則是二階噪聲成分的諧波，這些階次成分譜值較高.可見，動力總成在該頻率下對車內噪聲的影響很大，需要重點分析.

同時，從圖4中可以看出，在頻率為132 Hz時，

1)動力總成右懸置車身側X方向的振動激勵對車內噪聲聲壓級貢獻量最大為57.96 dB(A).

2)動力總成右懸置車身側Z方向的貢獻量次之為54.96 dB(A).

3)動力總成左懸置車身側X方向的貢獻量為54.71 dB(A).

4)動力總成左懸置車身側Z方向的貢獻量為54.32 dB(A).其他5個傳遞路徑的貢獻量排序依次下降，且相對較小.

圖4 動力總成各傳遞路徑對車內噪聲聲壓級的貢獻量色譜圖Fig.4 The color-map plot of contribution from the main paths of engine to interior

圖4的結果還表明，該頻率下實際測得的車內噪聲聲壓級為58.14 dB(A)，其中由動力總成9條傳遞路徑產生的總聲壓級貢獻量幅值之和為55.22 dB(A).可見，在頻率為132 Hz的車內噪聲響應中，動力總成懸置振動各傳遞路徑的貢獻占主要地位，而其他傳遞路徑引起該頻率下車內噪聲聲壓的貢獻量所占的權重較小，其貢獻量幅值總和為2.92 dB(A)，只占0.05%.與圖 3 所獲得的結論相吻合.

圖5 動力總成各傳遞路徑對車內噪聲聲壓級的貢獻量極坐標Fig.5 The vector representation of contribution between the target and the main paths of engine assembly

從貢獻量的極坐標圖5中，不僅可以看出各條傳遞路徑貢獻量幅值的大小，還可以看出各傳遞路徑貢獻量幅值的相位.圖5表明由于動力總成左懸置車身側Z方向、X方向傳遞路徑貢獻量的相位相反，動力總成右懸置車身側X方向、Z方向的貢獻量相位接近相反，它們之間貢獻量的幅值互相抵消，從而有效減小各路徑貢獻量合矢量的幅值.同時，傳遞路徑向量與車內噪聲實測值向量夾角越小，該路徑對車內噪聲貢獻量越大.可見，動力總成右懸置Z方向與動力總成左懸置Z方向對車內噪聲實測值有增大趨勢，動力總成右懸置X方向與動力總成左懸置X方向對車內噪聲實測值有減小趨勢.因此，上述分析表明，在實施減振時如果不考慮各條路徑貢獻量的相位，若降低與所要控制的振動方向相反傳遞路徑上的振動幅值，不僅不能達到有效的減振效果，反而適得其反.

4.3 激勵與頻響函數分析

通過對車內噪聲貢獻量的分析后，得到對車內噪聲主要貢獻量的路徑.進一步分析主要路徑的頻響函數與激勵，可判斷引起車內噪聲的是車身結構還是動力總成振動.

從圖6和圖7中可以看出，曲線1～4分別為動力總成右懸置車身側Z方向、動力總成左懸置車身側Z方向、動力總成右懸置車身側X方向、動力總成左懸置車身側X方向到車內噪聲目標點的頻響函數幅值譜和工作力譜.圖6中，將頻率為132 Hz左右時的4條傳遞路徑頻響函數放大，可以看出，4條頻響函數曲線幅值接近，其中曲線4的幅值較大，曲線2的幅值最小.圖7中，放大132 Hz左右時的4條傳遞路徑的工作力譜可以看出，曲線1和3即動力總成右懸置車身側Z方向、X方向工作力最大.可以證明，在該頻率下，車內噪聲是由動力總成振動激勵引起.

因此，要改善該車型的車內噪聲水平，應主要針對動力總成右懸置Z方向的剛度等特性參數進行匹配和優化，可以有效降低車內噪聲.

圖6 主要傳遞路徑到車內噪聲的頻響函數Fig.6 The FRF between the main paths and interior

圖7 主要傳遞路徑點上的激勵力Fig.7 The exciting force of the main transfer paths

5 結論

本文通過對車內噪聲特性的分析，確定問題較大的工況，并依據工況對動力總成激勵對車內噪聲的傳遞路徑的識別與分析，可以得到如下結論.

1)運用TPA方法不僅可以識別出動力總成振動激勵對車內噪聲的9條傳遞路徑貢獻量的幅值大小，還可以得到各貢獻量幅值之間的相位關系，從而為動力總成懸置隔振設計提供準確數據.

2)動力總成懸置傳遞路徑分析表明，動力總成右懸置的振動激勵對駕駛員耳旁噪聲的貢獻最大，要改善該車型在上述工況下的噪聲水平，應該對動力總成右懸置的隔振性能進行改進，尤其是右懸置Z方向的隔振性能.

3)通過對車內噪聲主要貢獻量的路徑激勵與頻響函數進行分析，明確是否由動力總成振動導致車內噪聲過大，為后續懸置優化分析指明方向.

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