基于OTPA的高速車內嗡嗡噪聲診斷與優化

許靜超, 黃劍鋒, 陸家朋, 周鑫美, 覃慧芳

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院, 廣州 511434)

車輛高速行駛時,車內的嗡嗡噪聲可能是多個噪聲源疊加與耦合的結果,這些噪聲源主要來自動力總成、輪胎、進排氣、風噪等。其傳遞方式錯綜復雜,而且不同工況下不同噪聲源凸顯的程度也不一樣[1-2]。要解決高速車內嗡嗡噪聲的問題,必須判斷噪聲的來源或者控制噪聲的傳遞路徑。利用運行傳遞路徑分析(OTPA)方法可以方便快速地定位噪聲源,為工程實踐解決噪聲問題提供解決方案。

1 OTPA原理

汽車受到多種振動噪聲源的激勵,每種激勵都會通過不同路徑傳遞到響應點進行疊加,從而被人感受到。傳遞路徑分析(TPA)將整車簡化成線性系統,通過建立“激勵源”——“路徑”——“響應”的模型來計算不同路徑對于響應的貢獻量,從而判斷其中貢獻量最大的路徑;再定量識別出主要貢獻量,就可以通過應用振動噪聲控制手段降低響應聲壓總值[3]。使用傳遞函數來描述車輛系統激勵源“輸入”和響應“輸出”之間的比例關系。假設車輛受到n個激勵源的激勵力,每個激勵與響應之間對應1個傳遞函數,總共即有n個傳遞函數,車內響應就是各個“路徑i”貢獻量的疊加。則TPA的數學公式可以寫成:

(1)

式中:r(ω) 表示車內接受者處的噪聲響應;Hir(ω)表示施加于第i條激勵源與響應之間的傳遞函數;Si(ω)表示第i條傳遞函數對應的激勵。

由式(1)可以看出,TPA的測試工作主要在于傳遞函數的測試以及激勵源的識別。為了測量激勵源到響應之間的傳遞函數,需要斷開耦合系統,拆除激勵源部件,如動力總成、底盤懸架等,利用力錘或者激振器在耦合位置單獨激勵得到車內響應直接計算得到每條路徑的傳遞函數。而激勵源一般通過載荷識別法間接求得。由于TPA需要拆除汽車部件,工作量較大[4]。

OTPA是由TPA發展而來,它不再關心實際的工作載荷,因此不需要拆除車輛的激勵源部分?？上仍谲囕v運行狀態下測量聲源和接受者處的響應信號,然后進行信號處理和頻域分析,最后直接計算得到傳遞率。通過這種方式計算每個傳遞路徑的傳遞率,可以識別并重點關注系統中具有顯著貢獻的傳遞路徑。

首先同樣假設車輛有n個激勵源,各個激勵源沿著各自的1個傳遞路徑傳遞到接受者處,疊加得到響應,其數學公式為:

(2)

式中:Tir表示第i條激勵源到響應間的傳遞率函數;Si(ω)表示第i條傳遞路徑對應的激勵。

公式(2)可簡寫成矩陣形式:

R=S·Tir

(3)

式中:R為接受者信號矩陣;S為源信號矩陣;Tir為傳遞率矩陣。

將式(3)等號兩邊同時乘以S+,得到傳遞率計算公式:

Tir=S+·R

(4)

S+為S矩陣的廣義逆,求廣義逆可以采用矩陣奇異值分解的方法。首先對S進行奇異值分解:

S=U·Σ·VT

(5)

式中:U、V為酉矩陣;Σ為矩陣S的奇異值矩陣,其主對角線上的元素λ為矩陣S的奇異值,并按從大到小的方式排列,λ1>λ2>…,如式(6)所示。

(6)

(7)

因此通過OTPA得到的各噪聲源貢獻量為:

(8)

為了使OTPA計算結果更加精確,源信號矩陣應盡可能滿秩增加求逆的準確性,所以在測試過程中應盡可能多地獲取運行數據[5]。

2 某車輛高速行駛車內嗡嗡噪聲問題研究

2.1 問題表現

某新開發車型在平坦路面以95 km/h速度行駛時,車內明顯聽到類似于輪胎空腔音的嗡嗡噪聲。通過車內布置麥克風測量車內噪聲,得到的噪聲頻譜特性曲線如圖1所示。

圖1 車內噪聲聲壓級頻譜曲線

從圖中可以看出,在190 Hz處聲壓級出現明顯突兀的峰值,這會令人非常煩躁。而高于或者低于該車速,噪聲聲壓級立馬降低,由此判斷可能是由于旋轉機械產生的。由于95 km/h車速對應的發動機轉速為1 862 r/min,濕式雙離合變速器擋位為7。由式(9)可知發動機六階頻率[6]為186 Hz,與問題頻率相近。此時需借助OTPA對噪聲來源進行快速判別,以便對問題原因進行進一步解析。

F=O·R/60=186 Hz

(9)

式中:F為發動機六階頻率;R為發動機轉速;O為發動機階次。

2.2 OTPA測試

2.2.1 運行數據采集

根據該車內噪聲特性以及運行OTPA測試原理,利用LMS SCADAS振動噪聲采集整車運行時的振動信號。此次測試選取發動機懸置、輪心作為結構路徑貢獻量,發動機、輪胎、排氣近場作為空氣聲路徑,車內為響應點。建立傳遞路徑模型如圖2所示,并依次布置加速度傳感器和麥克風。

1-前輪心; 2-懸置; 3-發動機艙近場; 4-排氣近場; 5-后輪心; 6-車內響應點圖2 測點位置

令車輛在均勻路面以95 km/h勻速行駛采集數據10 s以上,測試7個(3個懸置、4個輪心)加速度測點,每個測點有3個方向,得到21個振動加速度數據,發動機艙、排氣近場各布置2個麥克風,共4個聲壓級測試數據,總計25個激勵數據,車內前排布一個麥克風作為響應點數據。部分測點布置如圖3所示。

圖3 部分測點布置圖

2.2.2 OTPA數據計算

利用激勵和響應數據進行OTPA分析,通過公式(4)計算求得傳遞率。利用公式(5)將根據不同激勵源傳遞率計算得到的車內響應進行疊加,得到的計算值與實測噪聲聲壓級頻譜曲線[7]結果吻合較好,總聲壓級的差<1 dB(A),證明OTPA模型精度滿足要求。車內噪聲聲壓級頻譜計算值與實測值曲線對比如圖4所示。

圖4 車內噪聲聲壓級頻譜計算值與實測值曲線對比

2.2.3 問題原因診斷

通過公式(8)計算并對比各激勵源對190 Hz頻率車內噪聲的貢獻量發現,主要貢獻來自輪心振動。說明激勵源來自4個輪子傳遞到車內的結構噪聲,于是將重點放在了輪心振動異常的調查。車內問題頻率噪聲貢獻量對比如圖5所示。

圖5 車內問題頻率噪聲貢獻量對比

由于該嗡嗡聲發生在特定車速下,懷疑跟輪胎轉速有關,所以在均勻路面上進行了80～100 km/h的勻加速測試。將車速轉換成輪胎轉速,得到車內聲壓級和輪心振動跟轉速有關的瀑布圖,如圖6所示。

(a) 車內噪聲聲壓級與輪胎轉速相關的瀑布圖

(b) 輪心振動與輪胎轉速相關的瀑布圖圖6 車內噪聲與輪心振動瀑布圖

從車內噪聲和輪心振動瀑布圖可知,車速95 km/h時產生嗡嗡聲對應在輪胎轉速720 r/min (頻率為190 Hz)位置的噪聲和振動都是最大值,并且兩幅圖均發現嗡嗡聲位置正好處于輪胎轉速階次對應的亮線與豎直亮線相交的交點。由經驗判斷200 Hz前后兩條豎直亮線應該是由輪胎聲腔模態產生。輪胎聲腔為輪胎固有屬性,由輪胎尺寸決定,如圖7所示。在車輛行駛過程中,輪胎與地面接觸位置會發生變形,產生前后兩階模態,所以在瀑布圖上可以看到200 Hz前后出現兩條垂直的亮線[8]。

圖7 輪胎聲腔模態

通過計算發現瀑布圖上的斜亮線對應輪胎轉速16階位置。

K=60×F/R=60×190 Hz÷720 r/min≈16

(10)

式中:K為階次數;F為問題頻率;R為問題轉速。

2.3 原因分析

針對輪心存在轉速16階的振動問題,發現前后輪心均有類似特性,因為后輪心旋轉機械只有輪轂軸承,所以初步懷疑是輪轂軸承的原因。查看軸承內部結構,是由兩個相同規格的滾珠軸承構成,每個軸承含有14個滾珠,如圖8所示。

圖8 輪轂軸承截面圖

當軸承承受徑向載荷,軸承的中心軸會隨著內圈旋轉而產生不同徑向位移。當軸承旋轉時,軸承中心軸起伏波動引起滾動體振動。然而軸承的階次并不完全由滾珠數量決定,因為對于軸承而言,其運動部件不僅包括滾動體和內圈,還包括保持架。其振動階次計算公式[9]為:

(11)

式中:K為階次數;Z為滾珠個數(因輪轂軸承結構為兩排軸承并列布置,故滾珠數量為一個軸承的滾珠數量乘以2);D為滾珠直徑;d為軸承節圓直徑;α為接觸角。

計算值與實測值剛好吻合,說明問題是輪轂軸承的滾動體通過振動所引起。由于該特性與軸承結構設計有關,且是沿用其他車型,短期內無法設變。因此考慮抑制輪胎空腔振動,弱化兩者耦合幅值。

2.4 優化方案

根據以往項目經驗,改善輪胎空腔音有兩種方案:一是通過輪胎填充吸音棉,可有效改善輪胎空腔共鳴所產生的振動;二是增加輪輞側向剛度,可以抑制傳遞到輪心的輪胎空腔振動[10]。經評估,考慮到車型定位,方案一單車成本增加過多不予考慮;而現輪輞側向剛度較低,提高后不僅可以使高速嗡嗡聲問題得到改善,也可對路噪整體有好處,因此按方案二執行。

輪輞開發過程中通過有限元仿真優化輪輞結構提升側向剛度指標,優化前后對比如圖9所示。通過優化輪輻背側減重孔,輪輞側向剛度從39 kN/mm提升至52 kN/mm,提升了33%。

圖9 輪輞優化前后對比圖

2.5 結果驗證

通過銑加工制出4個優化后輪輞,并更換到問題車輛上,再按原工況進行實車測試驗證,車內噪聲曲線如圖10所示。問題頻率190 Hz路噪單峰降低8 dB(A),主觀感受95 km/h時的嗡嗡聲也明顯改善。

圖10 車內噪聲聲壓級頻譜曲線優化前后對比

3 結束語

本文針對某車輛高速嗡嗡聲問題提出了利用OTPA的方法進行噪聲源識別,快速確定了問題源頭來自輪心振動產生的結構聲。再通過輪心勻加速振動特性表現進一步明確了原因為輪轂軸承滾珠通過內圈產生的振動。最后結合工程實際提出了增加輪輞側向剛度以抑制輪胎空腔與軸承階次振動耦合的方案,經實車驗證效果明顯。