應用TPA法的路面結構噪聲診斷及控制

劉博倫，孔傳旭

(1.河北工業大學 機械工程學院， 天津 300130；2.中國汽車技術研究中心，汽車工程研究院， 天津 300300)

應用TPA法的路面結構噪聲診斷及控制

劉博倫1，孔傳旭2

(1.河北工業大學 機械工程學院， 天津 300130；2.中國汽車技術研究中心，汽車工程研究院， 天津 300300)

介紹了傳遞路徑分析和工況傳遞路徑分析的基本理論，建立了路面噪聲傳遞模型，并運用傳遞路徑模型找到具體的問題源。在監測振動源主被動端振動加速度及其傳遞路徑的基礎上進行了道路試驗。運用傳遞路徑分析方法得到的結果表明：在250 Hz以下擬合得到的聲音與實測聲壓基本吻合，進而驗證了傳遞路徑模型的準確性。應用該模型縮小了傳遞路徑的查找范圍，并準確得出了人耳噪聲在100～250 Hz的各傳遞路徑的貢獻量。

路面噪聲；工況傳遞路徑；傳遞路徑

在進行汽車NVH問題的分析時，對聲源及其通過結構或空氣傳播路徑的識別直接關系到問題的解決是否合理高效[1-5]。傳遞路徑分析作為NVH分析的有效手段已被大多數工程師認可，它不僅能識別出引起噪聲的主要聲源，還能將整車的NVH目標分解到各個子部件，并能對設計的改進結果進行快速評估[6-12]。

作為傳遞路徑分析的經典方法，實踐證明TPA對于復雜結構的聲振特性分析及噪聲振動問題的解決十分有效。然而，整個 TPA模型的建立需要大量的工作，耗時耗力，并且試驗過程中拆除了發動機等聲源造成邊界條件錯誤。

基于以上原因產生了一種更簡單快捷的方法：工況傳遞路徑分析。該方法僅需測得實際工況下聲源處和目標點處的響應就能表征各條路徑。本文主要運用工況傳遞路徑分析方法，精確縮小噪聲源范圍，簡化試驗過程，大幅節省人力、物力和時間。此外，還運用傳遞路徑方法找到對車內噪聲起主導作用的零部件，并進行改進，以降低車內噪聲，同時為乘用車路面結構噪聲的研究提供一種思路。

1 基本原理

1.1 運行工況傳遞路徑分析的基本原理

在線性系統的假設基礎上，系統響應可以表示為各傳遞路徑貢獻量的疊加：

(1)

式中：Fi為激勵力，表示振動源作用到機械系統上的結構載荷；Qj為體積加速度，表示由聲源作用在機械系統上的聲載荷；Hik、Hjk表示激勵力i或聲源j到響應點k的頻響函數。目標點的響應由結構貢獻和空氣貢獻疊加而成。由于本文研究的是結構噪聲，因此式(1)可化簡為

(2)

1.2 傳遞路徑分析

1.2.1 傳遞路徑分析基本原理

在傳遞路徑模型中，目標點響應可表示為

(3)

其中：Fi為激勵力，表示由振動源作用在機械系統上的結構載荷；Qj為體積加速度，表示由聲源作用在機械系統上的聲載荷；Hik、Hjk表示激勵力i或聲源j到響應點k的頻響函數。本文研究的為路噪結構聲，目標點的響應僅由結構聲組成，因此式(3)化簡為

(4)

1.2.2 耦合激勵力和頻響函數

傳遞路徑分析方法最重要的步驟是得到準確的激勵力Fi、Qj及傳遞函數FRFs。傳遞函數FRFs通常是通過力錘和標準聲源作為已知激勵，再測量目標點處的響應得到。對于激勵力的獲得，通常有3種方法：① 直接通過力傳感器測得，這種方法雖然簡單，但受到傳感器安裝空間和表面的限制；② 懸置動剛度法，即通過將懸置的動剛度乘以其變形量實現載荷識別，這種方法常由于準確的懸置動剛度數據較難獲得而不被采用；③ 被廣泛應用的逆矩陣法，由被動側指示點響應乘以傳遞函數矩陣H的偽逆得到載荷力：

(5)

其中:Hij為傳遞函數矩陣，表示激勵力i到被動側指示點j的傳遞函數，Hij和傳遞函數的測量方法一樣；aj表示激勵源附近的被動側指示點在運轉工況下的響應。

2 路面噪聲的結構聲傳遞路徑分析

2.1 傳遞路徑分析

噪聲振動源對車內的傳遞通過2種路徑：空氣傳遞噪聲是由路面與輪胎之間的相互摩擦產生的輻射噪聲通過空氣傳遞到車內人耳處；結構傳遞噪聲是路面激勵導致車輪跳動并產生激勵力，激勵力通過車身的減震器、減震彈簧和搖臂鉸接點傳遞到車身，從而引起車身各板壁的振動并向車內輻射噪聲。路面噪聲傳遞系統如圖1所示。將其歸納總結可發現：路徑傳遞方式均為“源—路徑—人耳”。

圖1 路面噪聲傳遞系統

2.2 模型結構

輪胎結構噪聲的傳遞路徑較多且比較復雜，在建模過程中應結合實際情況進行適當的簡化。

輪胎的激勵力通過不同的路徑傳遞到車內，引起車內聲壓變化。因此，將車輪激勵力作為主動方或輸入、車內人耳處聲壓級作為系統的目標或輸出搭建成系統模型,如圖2所示。

圖2 路面噪聲結構傳遞系統模型

路噪的傳遞路徑非常多，如果對每一條都進行測試的話，將會花費大量的人力、物力、財力和時間，不利于成本的控制和實際的操作實施。因此，在實際中應先運用工況傳遞路徑方法縮小路徑診斷范圍。

3 實例分析

某款轎車(前懸架為麥弗遜式獨立懸架，后懸架為扭矩式懸架)經過摸底試驗檢測后以勻速(60 km/h)在光滑柏油路面上行駛，此時該車車內噪聲明顯，且十分刺耳，影響乘坐舒適性。以下應用工況傳遞路徑分析與傳遞路徑分析的方法對該車路面噪聲進行控制。

3.1 噪聲分離及模型分析

汽車的噪聲來源分為動力總成噪聲、路噪和風噪。本車在測試時主要監測路噪的傳遞路徑。在測試車輛的4個輪胎前后布置輪邊麥克風監測輻射噪聲，在軸頭布振動監測結構噪聲，為了便于將噪聲徹底分解以查找問題，還需監測發動機的結構、輻射噪聲和車內人耳處的聲壓。對比人耳、動力總成、路噪和風噪的聲音大小，結果如圖3所示。

圖3 人耳處的聲壓級與各噪聲源的聲壓對比

由圖3可見：在60 km/h的工況下，路噪在人耳處噪聲中所占的比例最大，且遠遠大于動力總成和風噪，因此路噪傳遞路徑成為噪聲的主要傳遞路徑。在此進一步對路噪進行分解，將其分為空氣噪聲和結構噪聲。本文主要針對結構噪聲進行分析。結構噪聲則進一步分為由前懸架引起的和由后懸架引起(忽略空氣傳遞路徑)的噪聲。如圖4所示：將路噪結構聲分離為由前懸架傳遞的結構噪聲和由后懸架傳遞的結構噪聲。對比得出：后懸架對結構噪聲的貢獻量比較大，后懸架噪聲傳遞路徑為主要路徑。

后懸架的噪聲傳遞路徑由圖2可知。運用傳遞路徑分析方法(TPA)再對后懸架結構噪聲進一步測試，分別監測每條路徑的主被動端(試驗車的后懸架結構簡單且是剛性連接，相互之間的耦合力較小，是弱耦合鏈接，可不布置參考點)，在光滑柏油路面上以60 km/h的速度勻速行駛,測試得出最少1組有效數據。搭建后懸架的結構噪聲傳遞模型如圖5所示。在模型中對測試得到的數據分析擬合，得到每條路徑的貢獻量。如圖6所示，減震彈簧路徑的結構噪聲貢獻量遠遠大于減震器和拖曳臂的結構噪聲貢獻量。

圖4 前懸架與后懸架結構聲對比

圖5 后懸架的結構噪聲傳遞模型

圖6 后懸架路徑聲音對比

3.2 方法及模型驗證

將測得的各路徑激勵點在勻速(60 km/h)時的加速度和到被動側監測點的頻率響應函數代入式(5)中，即可求得60 km/h時各傳遞路徑耦合激勵力。將各傳遞路徑耦合激勵力頻譜和各激勵點到目標點的聲-振函數代入式(4)，即可得到后懸掛結構傳播噪聲的合成噪聲。將擬合的聲音與實際測得的聲音進行對比，結果如圖7所示。

圖7 實測聲音與擬合聲音對比

從圖7可以看出：車內噪聲的擬合計算結果與測試數據吻合較好，證明計算結果可信。車內噪聲可由工況傳遞路徑分析方法進行分離進而縮小主要噪聲源的范圍，并用傳遞路徑分析方法找到問題源。結果表明：由此搭建的路噪傳遞路徑模型準確可用。

3.3 改進措施

影響結構噪聲傳播的主要因素是激勵力和聲-振動傳遞函數，因此結構噪聲貢獻量分析可以從激勵貢獻量和頻響函數兩方面考慮。

在模型中對彈簧路徑的激勵力進行優化控制，將200～250 Hz下的頻響函數降低，再在傳遞路徑模型中進行合成，結果如圖8所示。

虛擬控制該路徑的頻響函數相當于控制該路徑的激勵力輸入，有效控制了車內噪聲在180～250 Hz頻段內的幅值。

經虛擬修改后，發現優化頻響函數可以有效地控制該路徑的噪聲。因此，在減震彈簧表面附上阻尼片(如圖9所示)，改變彈簧的質量和阻尼，使得彈簧的頻響函數發生變化。測試彈簧改變前后狀態的模態，對比2種模態的模態點數和模態點的頻率，結果如圖10所示。

圖8 優化結果

圖9 附著阻尼片后的彈簧

圖10 改變前后彈簧模態點對比

圖11 人耳處聲壓對比

將覆蓋阻尼片的彈簧裝到試驗車上進行道路測試，比較人耳處的聲壓，結果如圖11所示。由圖11可知：附加阻尼片后，彈簧的模態點減少。可見，彈簧改進前后車內噪聲在100～300 Hz頻段內得到了控制。

4 結論

通過運用傳遞路徑方法對車輛的路噪結構聲問題進行了甄別，并提出了相應的優化方案。在甄別和優化路噪問題的過程中，對工況傳遞路徑分析方法和傳遞路徑分析方法有了較深刻的認識和理解，并得到了如下結論：

1) 運用工況傳遞路徑分析與傳遞路徑分析結合的方法，可快速鎖定主要的噪聲源，且計算結果與實測結果吻合較好，保證了分析結果的準確性。

2) 利用頻譜圖分析對比某款車各結構傳遞路徑對車內噪聲的貢獻量，結果表明：左右后震彈簧對車內的貢獻量較大。

3) 通過改變后減震彈簧的質量與阻尼，改變了彈簧的頻響函數，有效控制了結構噪聲的傳遞，成功減少了該車的路噪。

[1] 龐劍.汽車車身噪聲與振動控制[M]．北京：機械工業出版社，2015.

[2] 王萬英，靳曉雄，彭偉，等．輪胎振動噪聲結構傳遞路徑分析[J].振動與沖擊，2010,29(6)：88-95.

[3] SMITA S,GYAN A.Methodology of Road Analysis and Improvement Strategy for Cars[C]//SAE Paper.USA:[s.n.]，2006.

[4] 陳理君，姚忠杰，肖旺新，等.輪胎/道路噪聲耦合預測模型[J].輪胎工業,2008,28(1):20-23.

[5] 韓旭，郭永進，管西強，等.動力總成引起的轎車乘員室結構噪聲傳遞路徑分析與控制[J].機械·強度，2009,31(4)：537-542.

[6] 郭榮，萬鋼，趙艷男，等.車內噪聲傳遞路徑分析討論[J].振動、測試與診斷,2007，27(3):199-203.

[7] 楊洋，褚志剛.汽車路面噪聲多重相干分解方法研究[J].振動與沖擊，2015，34(19)：5-9.

[8] 郝鵬,鄭四發,連小珉.運動噪聲源的時域傳遞路徑模型及貢獻率分析[J].機械工程學報,2012,48(4):104-109.

[9] 潘道遠,王剛,唐冶.基于傳遞路徑分析的激勵對汽車平順性的影響[J].重慶理工大學學報(自然科學),2016,30(3):16-21.

[10] 丁華,范彬,夏洪兵.基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內噪聲研究[J].重慶理工大學學報(自然科學),2017,31(4):10-14.

[11] 吳穎熹,周鋐,王二兵.工況傳遞路徑(OPA)與經典傳遞路徑分析(TPA)方法比較[C]//LMS中國用戶大會論文集.北京，2012.

[12] 葉松奎.傳遞路徑分析法在方向盤振動分析中的應用[J].客車技術與研究,2016(1):43-46.

TPAMethodApplicationinAutomobileNoisePavementStructure

LIU Bolun1, KONG Chuanxu2

(1.School of Mechanical Engineering, Heibei University of Technology, Tianjin 300130， China；2.China Automotive Technology & Research Center， Tianjin 300300， China)

This paper introduces the basic theory of the work transfer path analysis and transfer path analysis, and establishes the working condition of transfer path analysis model and finds the specific problem of the source by using this method. On the basis of monitoring the vibration of main passive side vibration acceleration and its transmission path, it achieves the structure of pavement noise transfer path test. Transfer path analysis results show that under 250 Hz, the fitting method is consistent with the measured sound pressure near the main peak, and then it verifies the accuracy of the model. Based on this model, it narrows the scope of the search path and analyzes the human ear noise in 100～250 Hz contribution amount of each transmission path.

road noise；operational transfer path analysis；transfer path analysis

2017-04-30

劉博倫(1992—),男，河北保定人,碩士研究生,主要從事車輛噪聲與振動控制研究，E-mail：695442988@qq.com。

劉博倫，孔傳旭.應用TPA法的路面結構噪聲診斷及控制[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(12):41-46.

formatLIU Bolun, KONG Chuanxu.TPA Method Application in Automobile Noise Pavement Structure[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(12):41-46.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.12.007

U467.1+1

A

1674-8425(2017)12-0041-06

(責任編輯劉 舸)