基于傳遞路徑分析方法的商用車車內噪聲貢獻量分析

施朝坤，梁光輝，栗廣生

（1.東風柳州汽車有限公司 商用車技術中心，廣西 柳州 545000；2.廣西壯族自治區(qū)汽車拖拉機研究所有限公司，廣西 柳州 545006）

隨著現代汽車行業(yè)的發(fā)展，汽車的NVH（噪聲、振動與聲振粗糙度）逐漸成為消費者對汽車性能的重要評價指標，其中車內噪聲直接影響車內駕乘人員的舒適性，它的產生是由振動激勵和聲學激勵所激發(fā)的能量通過空氣或是車身結構傳至車內，在車內聲腔疊加所形成［1］。因此，如何準確識別能量從激勵源到車內目標點的各路徑貢獻量，是制訂車內噪聲優(yōu)化方案的重要依據。傳遞路徑分析（TPA）便可實現對整車激勵源和傳播路徑進行定量分析，但是目前采用TPA方法來識別車內噪聲的相關研究中，并沒有對其模型準確性及噪聲峰值進行性能優(yōu)化預測，無法對優(yōu)化方案進行預測評估。

本文結合傳遞路徑分析和車內噪聲產生機理，搭建整車噪聲TPA模型，采用逆矩陣求解方法算出工作載荷，并將其作為試驗方案設計和路徑貢獻量分析的重要依據。通過傳遞路勁分析研究，提出了“源—路徑—響應”3者的因果關系，并針對典型工況下的車內噪聲主要峰值提出優(yōu)化建議和性能優(yōu)化預測。

1 傳遞路徑分析原理

構成汽車車內噪聲的因素很多且情況復雜，假設所研究的系統是線性不變的，傳遞路徑分析的目的是研究聲能量在各個路徑上的傳播特性，其核心思想可以將系統簡化為“激勵源—傳遞路徑—目標點”分析模型。

根據傳遞路徑的不同，車內噪聲總體上又主要分為結構傳播噪聲和空氣傳播噪聲兩大類。結構傳播噪聲是指激勵振動通過結構件傳遞到車身引起車身振動，再由車身鈑金振動輻射而形成的噪聲；空氣傳播噪聲則是各種噪聲源所輻射的噪聲通過空氣，經由車身板壁、縫隙或者孔洞傳播到車內而形成的噪聲［2］。因此，車內響目標點的噪聲總值等于結構傳播和空氣傳播在不同傳遞路徑下傳播到車內的能量疊加，公式如下［3］：

式中，Pint為室內目標點噪聲總值，Pi,Stru為第i個結構傳播噪聲，Pj,air為第j個空氣傳播噪聲。

結構路徑噪聲總值為結構振源與結構路徑傳遞函數的乘積，空氣路徑噪聲總值為聲源聲載荷與空氣路徑傳遞函數的乘積，公式如下：

式中，Hi,Stru為第i個振源到車內目標點的傳遞函數，Hj,air為第j個振源到車內目標點的傳遞函數，Fi,source為第i個振源的激勵，Qj,source為第j個聲源的聲學激勵。

將式（2）和式（3）帶入式（1）中，得：

由式（4）可知，通過獲取分析模型的傳遞函數和工作載荷，即可進行傳遞路徑貢獻量分析，確定主要貢獻路徑，為車輛的 NVH 問題分析提供指導意見。

傳遞函數也稱頻率響應函數，其描述系統輸入與輸出的固有特性，與輸入特性無關。對于一個機械系統而言，如果把它輸入激勵定義為F（ω），輸出激勵定義為X（ω），那么其輸入與輸出的關系H（ω）可稱為傳遞函數。公式如下：

式中，［M］為系統的質量矩陣，［C］為系統的阻尼矩陣，［K］為系統的剛度矩陣。

傳遞函數的測量方法一般有激勵法和互易法兩種。本文進行傳遞函數測試時采用激勵法：在振動激勵位置用力錘激勵，同時測量目標點的響應，從而獲得激勵位置和響應點的結構傳遞函數；在噪聲聲源位置用體積點聲源進行發(fā)聲，同時測量目標點的響應，即可獲得聲源位置和響應點的空氣傳遞函數［4］。

對于結構聲，工作載荷是各耦合點處每個自由度上的工作力輸入；對于空氣聲，工作載荷是聲源的體積速度/加速度。工作載荷的獲取通常有直接法和間接法兩種，本文采用矩陣求逆法來計算振源或聲源在不同工況下的激勵力或體積加速度，即在激勵點之外額外布置參考點，通過測量各工況下參考點的信號來計算工作載荷。

對于線性系統，當有激勵力F1，F2，……，Fn時，存在響應，由系統的運動方程可得到如下公式［5］：

對矩陣進行求逆，可以得到：

由式（7）可知，通過各參考的響應與頻率響應函數的逆矩陣，就可以估計出各路徑的工作激勵力，該方法稱為矩陣求逆法。該方法考慮了各路徑之間交叉耦合現象，估計出的工作激勵具有較高的精度。為了抑制噪聲，使估計的激勵力更加精確，應使參考點數目m不小于激勵力數目n，一般取m≥2n。

2 TPA建模及試驗方案

2.1 TPA模型構建

本文研究對象為某重型商用牽引車，空氣傳播噪聲主要考慮發(fā)動機、變速箱、進排氣、后橋和輪胎等噪聲；結構傳播噪聲只考慮駕駛室4個懸置被動側3個方向（X、Y、Z）到室內目標點的影響。因此，建立車內噪聲傳遞路徑分析模型空氣傳播路徑18條，結構噪聲路徑12條。

2.2 試驗方案設計

根據傳遞路徑分析理論，需要開展傳遞函數試驗和整車實際工況數據采集。對于結構傳遞函數，首先拆除駕駛室懸置及相關附件，將駕駛室用空氣彈簧支撐使其處于自由狀態(tài)，再根據構建的傳遞路徑分析模型分別在每個振源點布置2個振動傳感器作為參考點，在司機右耳布置1個噪聲傳感器作為目標點，使用微型激振器激勵振源點位置，從而獲得結構傳遞函數［6］。

針對空氣傳遞函數，則需要根據構建的傳遞路徑分析模型在每一個聲源點布置2個噪聲傳感器作為參考點，在司機右耳布置1個噪聲傳感器作為目標點。另外，由于發(fā)動機和變速箱噪聲輻射面較大，分別將其等效為6個聲源點和4個聲源點，再采用中高頻點聲源分別在每個聲源點進行聲激勵，在整車狀態(tài)下測試空氣傳遞函數。

為了獲取駕駛室懸置激勵點和聲源點的工作載荷，還需采集車輛實際運行工況下的各個參考點和目標點的工況數據，并通過逆矩陣求解運算從而得到實際的工作載荷。車輛工況測試時，目標點和參考點的傳感器布置需和傳遞函數試驗時完全一致，測量車輛從30 km/h到90 km/h的勻速工況（每隔10 km/h）和怠速600 r/min到最高轉速（每隔100 r/min）的定置工況。

2.3 TPA模型驗證

為了驗證傳遞路勁分析模型的準確性，將模型合成的噪聲頻譜曲線和實測采集的頻譜曲線進行對比分析，以下例舉怠速工況說明。如圖1所示，實線表示擬合噪聲頻譜，虛線表示實車測試噪聲曲線。

圖1 怠速工況合成和實測噪聲頻譜對比

從圖1可見，在20～400 Hz頻率范圍內，噪聲合成結果與實測結果的頻譜分布基本吻合，在主要關鍵噪聲峰值頻率上基本能一一對應，合成結果能完全體現出真實的噪聲特性。

3 傳遞路徑分析及預測

3.1 噪聲貢獻量分析

利用傳遞路徑分析模型可將室內噪聲分解為結構噪聲和空氣噪聲。原地怠速工況，通過分析，室內噪聲主要以結構傳播噪聲為主，占比72%，空氣傳播噪聲占比僅28%。該工況下，室內噪聲主要以受到駕駛室懸置激勵而導致結構鈑金振動而產生的結構噪聲為主。通過貢獻量分析，貢獻量由大到小依次為（前3個）：右前懸Z向、發(fā)動機下、右后懸Z向。

針對勻速行駛80 km/h工況，經分析室內噪聲主要以空氣傳播噪聲為主，占70%，結構傳播噪聲僅占30%。該工況下，室內噪聲主要以車外聲源噪聲通過縫隙或者孔洞等傳到室內的空氣噪聲為主。通過貢獻量分析，貢獻量由大到小依次為（前3個）：排氣口、后橋和左后懸置Z向。

3.2 傳遞路徑分析

根據傳遞路徑分析理論，可以將任何一條路徑按“源—傳遞函數—目標點”的思路進分析［7］。以怠速工況30 Hz噪聲峰值頻率為例，經頻率貢獻量分析得知，在峰值頻率30 Hz的情況下，駕駛室右前懸置Z向傳播路徑貢獻量最大。

針對怠速工況30 Hz噪聲峰值，根據頻率貢獻量分析結論，對駕駛室右前懸Z向的傳遞路徑進行傳遞路徑分析（如圖2所示），該路徑下傳遞函數出現明顯峰值，同時右前懸Z向的激振力很大，因此引起30 Hz的噪聲峰值是傳遞函數和激勵載荷大共同導致。

圖2 頻率傳遞路徑分析（30 Hz）

按照相同的思路，可以分析其他工況車內噪聲主要噪聲峰值產生的原因（見表1）。

表1 主要工況主要峰值頻率分析

3.3 噪聲優(yōu)化預測

根據傳遞路徑分析模型和結論，可以通過調整傳遞函數或工作載荷數值的方式來評估優(yōu)化方案對室內噪聲的優(yōu)化降噪效果，以怠速工況30 Hz噪聲峰值頻率為例。

針對怠速車內噪聲，主要噪聲峰值為30 Hz、90 Hz和250 Hz，可以通過減少懸置振動激勵的大小和優(yōu)化局部傳遞結構改善傳遞函數，從而降低這些頻率的噪聲。通過分析模型修改，預測車內噪聲能降低1.8 dB（A）（如圖3所示）。

圖3 怠速工況下噪聲優(yōu)化預測

4 結論

本文以某重型商用車作為研究對象，針對車內噪聲性能進行了傳遞路徑試驗方案、貢獻量數值分析和噪聲性能修改預測研究，得出如下結論：①根據傳遞路徑分析理論，建立分析模型，通過對比車內噪聲目標點聲壓信號的實測響應和合成響應的一致性，驗證了構建傳遞路徑模型的可靠性，貢獻量分析結論可以達標被測車輛的原始聲學特性。②通過噪聲貢獻量分析，對室內噪聲完成了空氣聲和結構聲的噪聲分離，進而明確了原地怠速工況以結構傳播噪聲為主，右前懸Z向是最主要貢獻路徑；而勻速80 km/h工況以空氣傳播噪聲為主，排氣口貢獻量最大，并通過修改工作載荷和傳遞函數性的方式預測整車噪聲性能，評估優(yōu)化方案的有效性。③本文系統地開展了整車室內噪聲傳遞路徑分析的模型建立、試驗方案、數值分析及性能評估研究，并驗證了模型搭建和試驗方案的效果，對整車噪聲性能分析具有參考意義。