多參考TPA在整車路面載荷提取中的運用

嚴 輝，康潤程，陳 明

(東風汽車公司 技術中心,襄陽 441004)

汽車車內(nèi)噪聲水平作為當今衡量汽車好壞最為直觀的評價指標之一，因此，汽車車內(nèi)噪聲控制已成為汽車新產(chǎn)品研發(fā)過程中的關鍵環(huán)節(jié)之一。汽車受路面激勵力的作用，通過不同的傳遞路徑引起車身結構的振動，從而向車內(nèi)輻射大量噪聲［1］。目前NVH仿真分析方法已成為解決汽車NVH問題最為便利和快捷的分析方法，而且隨著計算機技術的日趨成熟，仿真分析技術亦得以日新月異的發(fā)展，已成為各大企業(yè)及研發(fā)中心首先的工具［2］。在進行仿真分析前，為了確保分析結果的準確度，需盡可能的采用與實際相近的輸入條件。通常需要結合實際的試驗測量方法來獲取激勵力，從而最大限度的保證輸入條件的真實性。

本文以某乘用車為分析對象，應用多參考傳遞路徑方法，提取了該車懸架系統(tǒng)與車身連接處的載荷激勵力，為后期的NVH仿真分析提供科學的輸入邊界條件。同時還擬合出了該車內(nèi)噪聲結果，并與試驗所得的結果進行了比對，其結果有著較好的一致性，以此來判斷所得載荷激勵結果的可靠性，為多參考TPA方法在整車路面載荷提取中的運用提供案例。

1 基本思路

路面激勵引起的結構噪聲是由多個輪胎輸入作用，經(jīng)過懸架系統(tǒng)引起車身振動而產(chǎn)生的噪聲。此時的車內(nèi)噪聲是由多個相關的激勵源引起的，且車輪激勵引起的結構振動又是相互耦合的，不同的自由度間沒有固定的相位延遲。針對這種典型的多個相關的激勵源引起的耦合問題，通常需要多個參考信號，結合主分量分析進行解耦，變成獨立的非耦合問題予以分析［3］。

在對試驗工況數(shù)據(jù)進行主分量分析后，可以建立結構聲傳遞路徑模型，通過分析獲取連接點處的耦合激勵力。結構聲傳遞路徑分析的耦合激勵力的獲取方法主要有直接測量法、動態(tài)復剛度法、矩陣求逆法及激勵點反演法四種［4］。矩陣求逆法主要用于主動方（激勵源側）和受動方（目標點側）是剛性連接或者彈性連接元件的剛度相對于主、受動雙方的局部剛度較大，耦合元件的變形相對其周圍結構的變形不夠大的情況下［5］。針對整車路面激勵載荷，要獲得懸架系統(tǒng)與車身連接處的載荷力，在實際試驗中，受傳感器尺寸、安裝條件以及相對位移等因素的限制，通常采用矩陣求逆法進行載荷求取，其計算公式如下。

式中：{Fn}為各耦合點處的激勵力；［H（ω）］為激勵力到各個指示點的局部傳遞函數(shù)矩陣；{Xm}為被動方指示點加速度響應向量。

為了避免矩陣奇異值分解時產(chǎn)生數(shù)值分解問題，并使估計出的耦合激勵力更加精確，應使參考自由度數(shù)不小于耦合激勵力數(shù)(傳遞路徑數(shù))。參考自由度須取在受動方，盡量分布在耦合點附近；測量傳遞函數(shù)時，為了消除激勵源相互耦合的影響，需要移除主動方結構部件。

本次試驗與分析流程如圖1所示。

2 試驗測量與分析

2.1 數(shù)據(jù)測量

本次試驗主要分為以下兩步進行。

1）工況數(shù)據(jù)測量：測量車輛在實際工況下各指示點的振動加速度及目標點的聲壓。

據(jù)研究表明，當乘用車在中低等車速（60 km/h以下時）行駛時，其路面激勵引起的車內(nèi)噪聲占主要成分。因此本次試驗選用較為粗糙的試驗路面，路面四周空曠，背景噪聲比被測噪聲低15 dB(A)以上。行駛工況為車輛發(fā)動機怠速空擋滑行，滑行車速范圍為40~70 km/h，記錄該車速區(qū)域內(nèi)各指示點的振動加速度及車內(nèi)目標點的聲壓時間歷程。

2）傳遞函數(shù)測量：測量各個傳遞路徑到目標點的振-聲傳遞函數(shù)（全局傳函），以及傳遞路徑激勵力到各個指示點間的加速度響應傳遞函數(shù)（局部傳函）。在進行傳遞函數(shù)試驗前，需拆除車輛懸架主動端部分（車輪總成），并用彈性吊繩或者空氣氣囊支撐車身，使車輛處于自由狀態(tài)，以消除激勵源耦合的影響。采用力錘單點激勵多點響應的方法進行傳遞函數(shù)測量，分別在耦合點的X、Y、Z三個方向上激勵，為了獲取良好的傳遞函數(shù)結果，力錘激勵時，力譜函數(shù)要盡量平直，并覆蓋整個分析頻帶，每條路徑敲擊多次。同時檢查各響應點的相干函數(shù)，確保有良好的數(shù)據(jù)結果。

測點安裝與布置：指示點選在懸架系統(tǒng)被動端鏈接處，每個接點處布置兩個及兩個以上的三向加速度傳感器；目標點布置于車內(nèi)駕駛員及乘員外耳處（靠近車窗側）。測點布置及安裝示意圖如圖2~圖4所示。

2.2 數(shù)據(jù)分析

2.2.1 多參考及主分量分析

在進行傳遞路徑載荷提取前，首先要檢查試驗數(shù)據(jù)，本次試驗運用工作變形分析（ODS）來檢查試驗數(shù)據(jù)的一致性，以此來判斷試驗數(shù)據(jù)是否可取。通過工作變形分析還可以及時了解和分析結構 （如前副車架和后托架）的動態(tài)特性，圖5為車身懸架系統(tǒng)結構的ODS分析結果圖。

在確認了試驗數(shù)據(jù)之后，進行多參考點分析，通常把目標點作為參考點，本文以四個車內(nèi)噪聲點為參考點，分別求出其他指示點與該四個目標點間的互功率譜函數(shù)。然后進行主分量分析（PCA），以四個車內(nèi)噪聲目標點為主向量空間，經(jīng)分解后得出了四階獨立的主向量，經(jīng)過主分量分析后的結果如圖6所示。

從圖6的主分量分析結果中可以看出，該車車內(nèi)各點處噪聲的第一階主分量與試驗測量結果基本吻合，說明車內(nèi)各點的噪聲主要由其第一階主分量組成，其他幾階主分量對車內(nèi)噪聲的貢獻量均很小。通常為了簡化問題和提高工作效率，在進行路面結構噪聲傳遞路徑分析時，可忽略其他幾階主分量，只取第一階主分量進行分析。當然當其他幾階分量對目標點的貢獻量大時，也可以選取其他幾階分量進行逐一分析，最終可以將分析的結果進行線性疊加。考慮到該車的車內(nèi)噪聲能量主要由第一主分量組成，本文僅選有了第一階主分量的結果作為后續(xù)路面?zhèn)鬟f路徑載荷提取的工況條件。

2.2.2 載荷提取

在經(jīng)過主分量分析之后，將多參考耦合系統(tǒng)轉換為單參考的獨立系統(tǒng)進行分析，同時確認了主要的能量組成成分，忽略不重要的能量成分，從而實現(xiàn)降維以簡化問題。然后建立TPA分析模型，其過程有目標點選取、傳遞路徑選取、指示點及分析工況（根據(jù)以上主分量分析結果，本次分析采用第一階主分量工況）選取。

建立了整車傳遞路徑分析模型后，運用逆矩陣的方法求解載荷激勵，進而擬合出車內(nèi)目標點的噪聲結果，分析結果如圖7、圖8所示。

從圖7中可以看出，擬合出的車內(nèi)噪聲結果與試驗所得的結果吻合得很好，兩者的頻譜特性基本一致，可知通過該方法獲得的路面載荷激勵力是可靠的。懸架系統(tǒng)相關接點處的路面載荷激勵結果如上圖8所示，車輛左右懸架系統(tǒng)是對稱系統(tǒng)，所以獲得的左右側激勵力基本一致。

3 結論

本文以某乘用車為分析對象，采用多參考傳遞路徑分析方法，結合主分量分析方法，將復雜的耦合問題簡單化為獨立的單參考點問題，建立了整車路面結構噪聲傳遞路徑分析模型，運用逆矩陣法獲得了懸架系統(tǒng)與車身連接處的激勵力，為多參考傳遞路徑分析方法在汽車NVH產(chǎn)品開發(fā)中的應用提供了案例。同時為了驗證所得路面載荷激勵力的真實有效性，擬合出了車內(nèi)目標點處的噪聲結果，經(jīng)與試驗所得結果進行比對，兩者有著較好的一致性，說明所得激勵力的準確性，為今后NVH仿真分析提供更為準確的輸入條件。

［1］趙彤航.基于傳遞路徑分析的汽車車內(nèi)噪聲識別與控制［D］.吉林：吉林大學.2008,4.

［2］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動－理論與應用［M］.北京:北京理工大學出版社，2006.

［3］ LMS Test.Lab Help:Transfer Path Analysis Method and Principal Component Analysis［Z］.2009.

［4］王萬英，靳曉雄，彭為，等.輪胎振動噪聲結構傳遞路徑分析［J］.振動與沖擊， 2010，29(6):89-95.

［5］劉東明，項黨，鄭金鑫.傳遞路徑分析技術在車內(nèi)噪聲與振動研究與分析中的應用［J］.噪聲與振動控制，2007，8(4):73-77.