康 菲 閆 碩 彭 潔 任永超

（1.長城汽車股份有限公司技術中心；2.河北省汽車工程技術研究中心）

1 前言

汽車內部噪聲和振動現(xiàn)象是由多個激勵經(jīng)由不同的傳遞路徑，抵達目標位置后疊加而成的[1]。在進行汽車NVH問題的分析和改進過程中，如果能準確判斷出各主要激勵源和傳遞路徑的貢獻量，并對貢獻量大的位置改進優(yōu)化，則能夠大幅提高工作效率。而傳遞路徑分析方法能夠準確判斷各路徑輸入的激勵能量在整個問題中所占的比例，找出傳遞路徑上對車內噪聲起主導作用的環(huán)節(jié)，通過控制這些主要環(huán)節(jié)（聲源的強度、路徑的聲學靈敏度等）參數(shù)在合理的范圍內，以使車內噪聲控制在預定的目標值內[1]。本文介紹了工況傳遞路徑分析（OPAX）方法，用工況下的測試數(shù)據(jù)直接識別得到工況載荷并建立參數(shù)模型，同時利用相關數(shù)據(jù)進行各個傳遞路徑的貢獻量分析。

2 傳遞路徑分析方法基本原理

傳遞路徑分析方法的基本原理是假設汽車內部噪聲或振動是由多個激勵經(jīng)由不同路徑抵達目標位置后疊加而成的，如公式（1）主要包括噪聲傳遞和結構傳遞[2]:

式中，yk為目標點響應；Fi為激勵力，表示由振動源作用在機械系統(tǒng)上的結構載荷；Qj為體積加速度，表示由聲源發(fā)出的聲載荷；NTFik與NTFjk表示激勵力i或聲源j到響應點K的傳遞函數(shù)。

OPAX方法是在傳遞路徑基本分析方法的基礎上，建立便攜的激勵源-路徑-響應模型，并利用工況測試結果，使用剛度參數(shù)化模型[3]方式和動剛度分段（頻率）求取方法，簡單和快捷獲取載荷力。

3 實例應用

3.1 問題分析

通過對問題車輛進行主觀評價，發(fā)現(xiàn)某車輛3擋全負荷加速行駛到發(fā)動機轉速3650r/min時，駕駛員位置有較大轟鳴聲。在消聲室內對該車進行噪聲測試，測試工況為3擋全負荷加速，發(fā)動機轉速從1000r/min全負荷升到4000 r/min，測試位置為駕駛員位置，結果如圖1和圖2所示。由圖1和圖2可知，引起駕駛員位置3650r/min附近噪聲大的主要原因是4階噪聲，其頻率為243Hz，因此初步懷疑該噪聲產生與發(fā)動機相關。

3.2 模型建立

根據(jù)駕駛員位置3650 r/min附近4階噪聲大現(xiàn)象，制定后續(xù)試驗方案并分析主要原因，所建立的“激勵源—駕駛員位置”傳遞路徑模型如圖3所示。

3.3 傳遞函數(shù)測試

根據(jù)該模型確認在車身側的9個結構載荷力輸入點和8個聲學體積加速度輸入點，然后依據(jù)測試位置分別布置3向加速度傳感器和麥克風。利用體積聲源為激勵源，并采集各目標點到激勵點的傳遞函數(shù)，用于傳遞路徑數(shù)據(jù)分析。

3.4 工況測試及數(shù)據(jù)分析

針對該車型3擋全負荷加速工況發(fā)動機轉速3650 r/min 4階噪聲大的問題，測量該車3擋全負荷加速1000～4000 r/min車內噪聲、發(fā)動機懸置主被動側振動、發(fā)動機輻射噪聲、進排氣噪聲等數(shù)據(jù)，用于傳遞路徑數(shù)據(jù)分析。

通過軟件計算可以得到每條傳遞路徑對駕駛員位置噪聲的貢獻量，其中發(fā)動機轉速3650 r/min時貢獻量最大的位置是左懸置Z方向，其它路徑貢獻量較小（圖4）。根據(jù)發(fā)動機左懸置Z方向載荷力（圖5）及傳遞函數(shù)曲線結果（圖6），可以看出傳遞函數(shù)曲線較平滑無明顯峰值，而載荷力曲線在3650 r/min時有較大峰值，初步懷疑是發(fā)動機左懸置側有共振現(xiàn)象產生，進而進行發(fā)動機支架模態(tài)試驗以確認問題原因。

3.5 結構改進

根據(jù)分析結果首先進行發(fā)動機支架模態(tài)試驗，查看243 Hz附近是否有模態(tài)存在。試驗結果顯示，發(fā)動機左懸置支架在240 Hz附近有模態(tài)存在（圖7），由此可以確定導致激勵力變大的原因是發(fā)動機4階激勵與發(fā)動機左懸置支架模態(tài)重合而產生共振。對此問題制定2種優(yōu)化方案:直接改變發(fā)動機懸置支架的結構，提高其固有頻率從而避開主要激勵頻率；在發(fā)動機懸置支架上增加動態(tài)吸振器。

綜合考慮研發(fā)周期、成本以及可行性等因素，決定采用增加吸振器方案。依據(jù)阻尼式動力吸振器設計基本原理[4]，將懸置支架等效為對應的模態(tài)頻率（240 Hz）下的單自由度系統(tǒng)，利用模態(tài)測試結果得到該模態(tài)下的模態(tài)質量M，根據(jù)實際情況及質量比μ（吸振器質量與懸置支架模態(tài)質量之比）的選擇原則，選擇質量比μ為0.16，由此得到吸振器質量m，而最優(yōu)協(xié)調比f（吸振器頻率與懸置支架頻率之比）為0.862，最終設計吸振器頻率為207 Hz。

在發(fā)動機左懸置支架位置增加動態(tài)吸振器后，經(jīng)整車試驗驗證及主觀評價，駕駛員位置車內轟鳴聲明顯減小，達到要求。對比車內噪聲曲線（圖8）可知，車內噪聲整體下降2.4 dB（A）且曲線較平滑；由圖2和圖9改進前、后噪聲頻譜圖對比可知，在243 Hz附近噪聲較原狀態(tài)明顯減小。

4 結束語

運用OPAX方法，通過對其車型的轟鳴聲問題從傳遞路徑測試、貢獻量分析以及載荷識別等方面入手，最終應用懸置支架吸振器將噪聲問題解決。該案例充分說明OPAX方法是一種快速、高效的解決方法，同時也反映出發(fā)動機附件的振動大小、安裝頻率、共振轉速等對發(fā)動機本身振動噪聲性能均有較大影響，可能引起整車NVH問題。因此，在發(fā)動機前期設計時要盡量提高其剛度，使其與發(fā)動機主要激勵頻率錯開，防止共振的發(fā)生。

1 劉東明，項黨，羅清，等.傳遞路徑分析技術在車內噪聲與振動研究與分析中的應用.噪聲與振動控制，2007（8）.

2 吳穎熹，周 鋐，王二兵.工況傳遞路徑（OPA）與經(jīng)典傳遞路徑分析（TPA）方法比較.LMS論文集,2011.

3 常輝，劉文強，吳東風.傳遞路徑分析技術在NVH開發(fā)中的應用.LMS論文集,2011.

4 丁文鏡.減振理論.北京:清華大學出版社，1988.