基于傳遞路徑分析法的車內(nèi)噪聲優(yōu)化

趙慶榮 王思明

（中國(guó)第一汽車股份有限公司天津技術(shù)開發(fā)分公司）

汽車噪聲、振動(dòng)及乘坐舒適性，即NVH（Noise，Vibration&Harshness）問題，是衡量汽車好壞的一項(xiàng)非常重要的指標(biāo)，隨著顧客對(duì)汽車的舒適性要求越來(lái)越高，每個(gè)國(guó)家對(duì)噪聲污染的控制越來(lái)越嚴(yán)，NVH 問題受到了整車制造企業(yè)和零部件企業(yè)的普遍關(guān)注[1-2]。車內(nèi)振動(dòng)噪聲往往是由多個(gè)激勵(lì)經(jīng)過多條傳遞路徑到達(dá)目標(biāo)點(diǎn)疊加而成的，如果能準(zhǔn)確地判斷出各主要激勵(lì)源和傳遞路徑的貢獻(xiàn)量，并對(duì)貢獻(xiàn)量大的激勵(lì)源和傳遞路徑作相應(yīng)的優(yōu)化改進(jìn)，則NVH 改進(jìn)的工作效率能得到大大的提高[3]。這種識(shí)別方法即為傳遞路徑分析法TPA（Transfer Path Analysis），目前在國(guó)內(nèi)外得到了廣泛的研究與應(yīng)用[4-6]。

1 傳遞路徑分析法基本原理

假設(shè)所研究的系統(tǒng)是線性時(shí)不變的，傳遞路徑分析將系統(tǒng)分為3 部分：激勵(lì)源、傳遞路徑和響應(yīng)點(diǎn)。傳遞路徑分析模型，如圖1 所示。車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的聲壓或振動(dòng)水平等于各激勵(lì)源以工作載荷激勵(lì)時(shí)，沿不同路徑傳遞到車內(nèi)的能量疊加[7]。

圖1 傳遞路徑分析模型

車內(nèi)噪聲總體上可以分為結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲2 種。二者的區(qū)別是傳遞路徑不同，結(jié)構(gòu)聲是外界激勵(lì)源直接激勵(lì)或傳遞到車身，引起車體及壁板件振動(dòng)，并與車內(nèi)聲腔耦合而產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲，主要通過車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)匹配進(jìn)行控制。空氣聲是輪胎、路面、進(jìn)排氣、發(fā)動(dòng)機(jī)本體等噪聲源通過空氣傳播路徑傳遞到車內(nèi)引起的噪聲，主要通過聲學(xué)包技術(shù)來(lái)控制。傳遞路徑分析認(rèn)為，目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)為所有結(jié)構(gòu)路徑及空氣路徑的貢獻(xiàn)量之和[8]，即：

式中：yk（ω）——目標(biāo)點(diǎn)k的響應(yīng)，Pa；

CSi（ω）——第i個(gè)結(jié)構(gòu)路徑的貢獻(xiàn)量，Pa；

CAj（ω）——第j個(gè)空氣路徑的貢獻(xiàn)量，Pa；

n——結(jié)構(gòu)路徑的個(gè)數(shù)；

p——空氣路徑的個(gè)數(shù)。

結(jié)構(gòu)路徑的貢獻(xiàn)量為激勵(lì)源與結(jié)構(gòu)路徑傳遞函數(shù)

的乘積，空氣路徑的貢獻(xiàn)量為激勵(lì)源與空氣路徑傳遞

函數(shù)的乘積，即：

式中：Fi——第i個(gè)振源的激勵(lì)載荷，N；

Qi——第j個(gè)聲源的聲學(xué)載荷，m3/s2；

Hki（ω）——振源i到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，Pa/N；

Hkj（ω）——聲源i到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，Pa/（m3/s2）。

將式（2）和式（3）代入式（1）中，得：

由式（4）可知，傳遞路徑分析的主要工作包括[9]：1）路徑頻響函數(shù)的獲取。對(duì)于結(jié)構(gòu)聲，測(cè)量耦合點(diǎn)處每個(gè)自由度到響應(yīng)位置的頻響函數(shù)；對(duì)于空氣聲，測(cè)量目標(biāo)點(diǎn)到聲源的頻響函數(shù)。2）工作載荷的獲取。對(duì)于結(jié)構(gòu)聲，工作載荷是各耦合點(diǎn)處每個(gè)自由度上的工作力輸入；對(duì)于空氣聲，工作載荷是聲源的體積速度/加速度。

傳遞函數(shù)是在初始條件為0 的條件下，輸出的拉普拉斯變換除以輸入的拉普拉斯變換，傳遞函數(shù)是系統(tǒng)的固有屬性，只與結(jié)構(gòu)的本身屬性有關(guān)，與輸入特性無(wú)關(guān)。較常用的是通過互易性原理測(cè)得傳遞函數(shù)。

對(duì)于結(jié)構(gòu)力識(shí)別，主要包括直接法、復(fù)剛度法、驅(qū)動(dòng)點(diǎn)傳遞函數(shù)法和逆矩陣法。對(duì)于聲學(xué)載荷識(shí)別，主要有聲波輻射面逐點(diǎn)采集法、逆矩陣法、聲強(qiáng)推導(dǎo)法及單一源求逆法。

傳統(tǒng)TPA 需要較多的參考點(diǎn)，測(cè)量任務(wù)量過大，費(fèi)時(shí)費(fèi)力。工作TPA，即OTPA（工況傳遞路徑分析法），避免了傳遞函數(shù)測(cè)試但不能保證分析結(jié)果的精度，所以目前廣泛應(yīng)用的是結(jié)合以上2 種方法的優(yōu)點(diǎn)，在損失一定精度的基礎(chǔ)上，降低工作負(fù)荷，提高工作效率的方法，即OPAX 法（擴(kuò)展工況傳遞路徑分析法）。

OPAX 法的核心是參數(shù)化載荷模型，是基于已知的激勵(lì)源輸入及載荷模型參數(shù)，即可描述激勵(lì)源載荷，這種載荷描述方式的優(yōu)點(diǎn)在于所有參數(shù)是獨(dú)立的、不耦合的，極大地降低了問題的復(fù)雜性，激勵(lì)載荷與聲學(xué)激勵(lì)載荷描述為：

式中：pj（ω）——第j個(gè)激勵(lì)源響應(yīng)的聲壓，Pa；

aai（ω）——懸置第i個(gè)路徑主動(dòng)端的加速度，m/s2；

api（ω）——懸置第i個(gè)路徑被動(dòng)端的加速度，m/s2；

p——需要識(shí)別的參數(shù)，它根據(jù)載荷類型及載荷建模方式不同而不同。

將式（5）代入式（4），可得：

求解方程，即可以識(shí)別載荷模型參數(shù)，獲得振源與聲源的載荷，識(shí)別的激勵(lì)源載荷乘以相應(yīng)的路徑傳遞函數(shù)即為路徑貢獻(xiàn)量，通過路徑貢獻(xiàn)量分析可以確定主要貢獻(xiàn)路徑，為車輛的NVH 問題解決提供參考。

2 應(yīng)用實(shí)例

2.1 問題描述及分析

文章主要研究的是某款乘用車2 擋全油門加速工況車內(nèi)噪聲大，且存在轟鳴聲的問題，具體測(cè)試結(jié)果，如圖2 所示。從圖2 中可以看出，車內(nèi)司機(jī)右耳處存在220～280 Hz 的共振噪聲，對(duì)其進(jìn)行平均頻譜分析，結(jié)果如圖3 所示，可見噪聲能量主要集中在250 Hz 左右。對(duì)該車進(jìn)行傳遞路徑分析，考慮到全油門加速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲為車內(nèi)噪聲的主要來(lái)源，包括結(jié)構(gòu)傳遞噪聲和空氣傳遞噪聲，其中結(jié)構(gòu)傳遞噪聲包括發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置傳遞路徑和變速箱左懸置、后懸置傳遞路徑，每條路徑測(cè)試3 個(gè)方向的加速度值，空氣傳遞噪聲包括動(dòng)力總成的6 個(gè)表面噪聲，其中底面又分為發(fā)動(dòng)機(jī)底面和變速箱底面。故文章共分析16 條傳遞路徑，使用的設(shè)備是LMS SCADAS Mobile 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，LMS Test.Lab12A 軟件，具體試驗(yàn)分為以下2 步。

第一步：工況數(shù)據(jù)測(cè)試。工況數(shù)據(jù)是指整車實(shí)際工作狀態(tài)下所有激勵(lì)源的輸入、目標(biāo)點(diǎn)和參考點(diǎn)的響應(yīng)。文章中測(cè)試工況為2 擋全油門加速，測(cè)點(diǎn)為車內(nèi)司機(jī)右耳處噪聲，3 個(gè)懸置主被動(dòng)端各3 個(gè)方向的加速度，動(dòng)力總成外表面的7 處噪聲，此外還需選取副駕駛右耳和后排中間位置作為參考點(diǎn)。

第二步：頻響函數(shù)測(cè)試。文章中采用互易法，在車內(nèi)司機(jī)右耳處放置體積聲源，主要關(guān)心的頻率在250 Hz左右，所以應(yīng)選取低頻體積聲源，測(cè)試頻率范圍在20～800 Hz，測(cè)試16 條路徑處的響應(yīng)值，即可獲得頻響函數(shù)。重復(fù)以上操作，測(cè)試參考點(diǎn)到路徑的頻響函數(shù)。

利用OPAX 法進(jìn)行傳遞路徑分析，可以得到各條路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量，具體結(jié)果如圖4 所示，因?yàn)楣舱衲芰恐饕性?50 Hz 左右，將光標(biāo)固定在該頻率附近，可以得出在該頻率附近對(duì)車內(nèi)噪聲影響較大的路徑依次是左懸置Y向、左懸置Z向、右懸置Y向、發(fā)動(dòng)機(jī)左面等。

圖2 2 擋全油門加速工況司機(jī)右耳噪聲頻譜

圖3 2 擋急加速司機(jī)右耳噪聲平均頻譜圖

圖4 OPAX 分析的各路徑貢獻(xiàn)量

2.2 懸置支架優(yōu)化

通過以上傳遞路徑分析結(jié)果可知，對(duì)于250 Hz 左右共振噪聲影響較大的路徑為動(dòng)力總成左右懸置，進(jìn)一步檢查左右懸置的工況數(shù)據(jù)，如圖5 所示，可以看出，左懸置的3 個(gè)方向，以及右懸置的Y向均存在250 Hz 左右的共振帶。

圖5 2 擋急加速左右懸置車身側(cè)振動(dòng)圖譜

鑒于以上測(cè)試結(jié)果，對(duì)左右懸置進(jìn)行優(yōu)化，采取措施為提高懸置支架固有頻率，消除或減弱250 Hz 左右的共振，具體優(yōu)化方案，如圖6 和圖7 所示。優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲變化情況的試驗(yàn)對(duì)比結(jié)果，如圖8 所示，可見懸置支架優(yōu)化后，車內(nèi)250 Hz 左右共振帶明顯減弱，對(duì)比優(yōu)化前后的總聲壓級(jí)（OA 值），結(jié)果如圖9 所示，聲壓級(jí)平均降低2 dB（A）。通過主觀評(píng)價(jià)進(jìn)一步驗(yàn)證了車內(nèi)噪聲明顯降低，轟鳴聲消失。

圖6 左懸置優(yōu)化方案

圖7 右懸置優(yōu)化方案

圖8 2 擋全油門加速工況司機(jī)右耳噪聲頻譜對(duì)比

圖9 2 擋全油門加速工況司機(jī)右耳聲壓級(jí)對(duì)比

鑒于動(dòng)力總成噪聲對(duì)車內(nèi)噪聲也有較大影響，檢查動(dòng)力總成表面到車內(nèi)司機(jī)右耳的頻響函數(shù)FRF，具體結(jié)果如圖10 所示。一般要求頻響函數(shù)應(yīng)控制在55 dB以下，本例中大部分頻響函數(shù)不滿足要求，可以進(jìn)一步優(yōu)化，以降低車內(nèi)噪聲，可采取的方案有：加厚前圍隔熱墊、增加前圍金屬鈑金件厚度、改善過孔密封情況等。此問題超出文章的研究范圍，將不做深入研究。

圖10 動(dòng)力總成到司機(jī)右耳頻響函數(shù)

3 結(jié)論

文章主要是解決某款車型2 擋全油門加速工況下，車內(nèi)噪聲大且存在轟鳴聲的問題，在問題的識(shí)別和解決過程中，得到以下結(jié)論：

1）根據(jù)2 擋全油門加速工況下駕駛員右耳頻譜圖及其平均頻譜圖可知，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲大且存在轟鳴聲的主要原因是在250 Hz 左右存在共振帶，應(yīng)用OPAX方法，分析得出引起該共振帶的原因是動(dòng)力總成左右懸置支架模態(tài)頻率也在250 Hz 左右。

2）為了消除或減弱共振帶可以采取的措施是提高懸置支架模態(tài)頻率，增加其剛度。經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證，懸置支架優(yōu)化后，車內(nèi)噪聲降低，主觀評(píng)價(jià)轟鳴聲消失。

3）頻響函數(shù)測(cè)試結(jié)果顯示，動(dòng)力總成表面到駕駛員右耳之間的頻響函數(shù)不滿足小于55 dB 的要求，可進(jìn)一步優(yōu)化前圍部件，降低車內(nèi)噪聲。

4）在以上問題的解決中，傳遞路徑分析方法起到了主要作用，只要能夠建立準(zhǔn)確的TPA 模型，實(shí)施高質(zhì)量的測(cè)試，傳遞路徑分析方法就能準(zhǔn)確識(shí)別出貢獻(xiàn)量最大的路徑，為問題的解決指明方向。