于友明，譚偉，王彥，陳秀，王曉宏，楊伊

（東風汽車股份有限公司，湖北武漢430057）

隨著科學技術(shù)及生活水平的逐漸提高，人們對汽車性能的要求除在動力性、經(jīng)濟性、安全性方面之外，在車輛的舒適性、可靠性等方面的要求也越來越高。汽車舒適性是指為乘員提供舒適、愉快的乘坐環(huán)境、貨物的安全運輸和方便安全的操作條件的性能。怠速噪聲是汽車舒適性的一個重要內(nèi)容，它在一定程度上影響消費者購買車輛時的主觀印象，同時因現(xiàn)代交通擁堵現(xiàn)象比較嚴重，在堵車、等紅燈時，怠速噪聲的高低也影響消費者的駕駛心情。怠速噪聲主要由空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲兩部分組成，空氣噪聲是指發(fā)動機系統(tǒng)的輻射噪聲直接傳遞到駕駛室內(nèi)的噪聲，結(jié)構(gòu)噪聲是指發(fā)動機的振動引起車身的振動而產(chǎn)生的噪聲[1-2]?？諝庠肼曋饕ㄟ^駕駛室隔吸音等措施來降低，結(jié)構(gòu)噪聲主要通過降低振動傳遞、改變車身振動頻率來降低。結(jié)合車輛現(xiàn)狀，本文中重點研究怠速結(jié)構(gòu)噪聲。

利用PULSE SPC軟件，以某輕型車動力總成振動對車內(nèi)噪聲影響的分析為例，闡述了傳遞路徑分析的具體方法和試驗過程，分析了怠速工況下動力總成振動對車內(nèi)噪聲的影響。首先，分析識別了對車內(nèi)噪聲影響較大的傳遞路徑的貢獻量，發(fā)現(xiàn)動力總成右懸置對主駕外耳噪聲的貢獻量較大。其次，分析了各貢獻量與車內(nèi)實測相位的關(guān)系，發(fā)現(xiàn)右懸置Y向及左懸置Y向的相位與實測相位較接近。然后，分析了各路徑的頻響值及傳遞力，發(fā)現(xiàn)右懸置Y向及左懸置Y向的頻響值很大、右懸置Y向的激勵力較大。最后分析了3個懸置的隔振率，發(fā)現(xiàn)右懸置、左懸置XY向、后懸置XZ向隔振效果都較差。因此可通過改善懸置支架結(jié)構(gòu)來降低頻響值，通過提高懸置隔振效果來降低車架端激勵力，二者都存在較大改善空間。

1 傳遞路徑分析方法簡介

1.1 TPA理論

傳遞路徑示意圖如圖1所示。在進行傳遞路徑分析時，將振動激勵源與目標點視為2個不同的系統(tǒng)，把靠近振動激勵源的一側(cè)稱為主動方，靠近目標點的一側(cè)稱為被動方，一般在兩者的分界處由某些隔振零部件相連，如動力總成的懸置。對于目標點的振動性能來說，被動方在該耦合點處的每一個自由度到目標點均形成一條傳遞路徑。通常只考慮X、Y、Z方向的平動自由度而不考慮旋轉(zhuǎn)自由度。[3]

圖1 傳遞路徑示意圖

當已知某一路徑的頻響函數(shù)和主動方的激振力時，則該路徑對目標點的振動貢獻量可表示為

式中：pti(ω)為第i條路徑對目標點t產(chǎn)生的振動分量；為第i條路徑的頻響函數(shù)；fi(ω)第i條路徑上的激振力。

若有n條傳遞路徑，則目標點總的響應輸出是每條路徑上各分量的線性疊加，即

式中：F(ω)為各傳遞路徑激振力列向量；Pt(ω)為目標點在F(ω)作用下的響應；Ht(ω)為頻響函數(shù)矩陣。[4]

由式（2）可知，進行TPA時需要知道各傳遞路徑的頻響函數(shù)和激振力。

1.2 激振力的獲得

由于汽車結(jié)構(gòu)復雜，其振動源激振力往往不能直接測量，常需要利用間接的方法獲得，如逆矩陣法和懸置剛度法等。在利用懸置剛度法估計激振力時，需要準確地確定懸置剛度值。測量懸置剛度時，不僅要求按實車狀態(tài)施加預載荷和邊界條件，而且還要考慮工作溫度等方面的影響，不易獲得準確的懸置剛度值。因此，一般多采用逆矩陣法。[4]

用逆矩陣法計算激振力時，需在車身上選取適當數(shù)量的參考點，通常參考點的自由度應大于等于傳遞路徑數(shù)，激振力的計算式為

1.3 頻響函數(shù)的確定

為獲得準確的頻響函數(shù)，需要拆除汽車上的激振源（如動力總成），并保留其懸置在車身上的支架結(jié)構(gòu)，利用錘擊法或激振器法來獲得頻響函數(shù)。受動力總成懸置點周圍空間的限制，本文中采用錘擊法求取頻響函數(shù)。用錘擊法進行頻響函數(shù)測量時，先要對錘頭上的力傳感器進行標定，并在懸置支架上進行錘擊激勵，通常每個位置敲3～5次，通過求平均得到頻響函數(shù)。

2 某輕卡傳遞路徑識別分析

2.1 噪聲現(xiàn)狀

主觀評價發(fā)現(xiàn)某輕型卡車怠速車內(nèi)噪聲較大，主駕外耳聲壓級為63.5dB（A），超過限值。對圖2中3個最高峰值做出標記，分別為49Hz時53.9dB（A），417Hz時53.0dB（A），24Hz時50.7 dB（A），其中24Hz是二階點火頻率，49Hz、417Hz均是其諧頻，3個峰值都在低頻段，可見該車怠速時低頻噪聲較大，也就是結(jié)構(gòu)噪聲較大。而怠速時車內(nèi)低頻噪聲主要是由發(fā)動機振動引起的，因此可結(jié)合TPA 原理分析動力總成各懸置對車內(nèi)噪聲的影響來解決此問題。

圖2 主駕外耳怠速噪聲頻譜圖

2.2 試驗流程

為分析解決怠速噪聲問題，利用PULSE SPC軟件結(jié)合TPA 原理，對動力總成懸置被動方到主駕外耳噪聲的傳遞路徑進行分析識別，圖3和圖4分別為主駕外耳傳聲器和右懸置車架側(cè)傳感器示意圖，試驗過程如下：

1）在怠速工況下，測量動力總成各懸置主動側(cè)、被動側(cè)及主駕外耳噪聲信號。該車型動力總成為3點懸置，分別是動力總成左、右懸置及后懸置，共有9條傳遞路徑。因后懸置X向和Y向不方便敲擊，且以經(jīng)驗推測該2條路徑貢獻量較小，故本文中只分析了7條傳遞路徑。

2）拆去懸置主動側(cè)的傳感器，保留被動側(cè)及車內(nèi)傳聲器。將動力總成從車上拆除，保留其在車架上的懸置支架。采用錘擊法沿X、Y、Z方向敲擊動力總成懸置車架端發(fā)動機安裝點附近的合適位置，測量各敲擊點到各參考點及主駕外耳的頻率響應函數(shù)。

3）得到振動加速度、頻響函數(shù)，結(jié)合式（3）可得到激振力，再結(jié)合式（2）可得到各傳遞路徑的貢獻量。以下逐次對貢獻量幅值、貢獻量相位關(guān)系、頻響函數(shù)及激振力進行分析。

圖5 主駕外耳噪聲比較圖

圖3 主駕外耳傳聲器示意圖

圖4 右懸置車架側(cè)傳感器示意圖

2.3 貢獻量幅值分析

圖5是主駕外耳噪聲比較圖，藍線是各傳遞路徑合成值，綠線是實測值，二者在發(fā)動機二階、四階點火頻譜處吻合較好，而在其它頻率處吻合不是很好，但變化趨勢相近，原因可能有如下4點：

1）本文中只是考察的低頻結(jié)構(gòu)噪聲，而實測值有很大一部分是空氣噪聲，這是導致兩條曲線有差異的主要原因。

2）拆除動力總成后，由于懸置支架的結(jié)構(gòu)原因，力錘敲擊點位置和發(fā)動機激勵點不是同一個點，存在一定的距離，從而造成誤差。

3）只考察了動力總成振動對車內(nèi)噪聲的影響，而忽略了排氣系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)振動的影響。

4）因本次試驗沒在消聲室中進行，無法避免環(huán)境噪聲的影響。

由圖2知，怠速噪聲的3個最高峰值頻率出現(xiàn)在49Hz、417Hz和24Hz時，要降低怠速噪聲需著重降低該3處峰值。從圖5可以發(fā)現(xiàn)，24Hz和49Hz時的實測值與合成值比較吻合，而417Hz時的差別較大，這應該是因為24Hz和49Hz時受空氣噪聲影響很小，而417Hz時受空氣噪聲影響相對大一些。24Hz和49Hz時峰值較高，且與動力總成振動關(guān)系較大，因此是本文中研究的重點。

表1列出了主駕外耳噪聲的貢獻量，在24Hz時右懸置Y向、右懸置X向的貢獻量較大；在49Hz時右懸置X向、左懸置Z向的貢獻量較大。由圖6知，在0～200Hz時貢獻量最大的是右懸置Y向，次大的是右懸置X向。

表1 各傳遞路徑貢獻量統(tǒng)計表dB

圖6 主駕外耳噪聲貢獻量彩圖

綜上分析，對于駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲，右懸置Y向和X向的獻量均較大，其中Y向更大一些。而要知道右懸置Y向和X向是否為問題的關(guān)鍵，還需分析各路徑貢獻量相位與測試噪聲相位的關(guān)系。

2.4 貢獻量相位分析

圖7是49Hz和24Hz 下主駕外耳噪聲的貢獻量矢量圖，矢量圖不僅可以看出各條傳遞路徑貢獻量幅值的大小，還可以看出各傳遞路徑貢獻量幅值的相位關(guān)系。

圖7 主駕外耳噪聲貢獻量矢量圖

圖7a表明，49Hz時左懸置Y向和右懸置Y向2條傳遞路徑貢獻量的相位與主駕外耳實測噪聲的相位相同，可通過減小其幅值降低噪聲；左懸置X向、右懸置Z向、左懸置Z向、右懸置X向和后懸置Z向5條傳遞路徑貢獻量的相位與主駕外耳實測噪聲的相位相反，可通過增大其幅值抵消噪聲。

圖7b表明，24Hz時左懸置Y向、右懸置Y向、右懸置Z向和右懸置X向4條傳遞路徑貢獻量的相位與主駕外耳實測噪聲的相位相同，可通過減小其幅值降低噪聲；后懸置Z向、左懸置Z向和左懸置X向3條傳遞路徑貢獻量的相位與主駕外耳實測噪聲的相位相反，可通過增大其幅值抵消噪聲。在實施減噪聲時，如果不考慮各條路徑貢獻量的相位，降低了與所要控制的噪聲方向相反傳遞路徑上的幅值，不僅不能達到有效的降噪效果，反而會適得其反。

綜合圖7中2 幅矢量圖，要降低車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲應著重降低左懸置Y向和右懸置Y向的貢獻量。

2.5 傳遞函數(shù)及傳遞力分析

通過對車內(nèi)噪聲貢獻量幅值及相位的分析，得到了影響車內(nèi)噪聲較大的主要路徑，而要判斷引起車內(nèi)噪聲的是支架結(jié)構(gòu)不合理還是動力總成懸置隔振不合理，還需要進一步分析傳遞路徑的頻響函數(shù)與激勵力。圖8a是7條傳遞路徑的頻響函數(shù)，圖8b是7條傳遞路徑的激勵力。

圖8 傳遞路徑的頻響函數(shù)及激勵力曲線圖

表2 各傳遞路徑頻響及激勵力統(tǒng)計表dB

表2詳細列出了49Hz和24Hz時7條傳遞路徑的頻響值和激勵力，49Hz時右懸置X向的貢獻量大主要是因為其激勵力大，左懸置Z向的貢獻量大主要是因為其頻響值大；24Hz時右懸置Y向的貢獻量大是因為其頻響值大同時激振力也較大，右懸置X向的貢獻量大主要是因為其激勵力大。而通過2.4節(jié)分析知，降低車內(nèi)低頻噪聲應著重降低左懸置Y向、右懸置Y向的貢獻量，表2表明：49Hz時右懸置Y向的頻響值和激勵力都較大、左懸置Y向的頻響較大；24Hz時右懸置Y向的頻響值和激勵力都較大，左懸置Y向的頻響較大。

綜上，降低車內(nèi)低頻噪聲應著重降低右懸置Y向、左懸置Y向的頻響值以及右懸置Y向的激勵力。降低頻響值要通過改善懸置到駕駛室相關(guān)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)，降低車架端激勵力要通過改善懸置系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)以提高懸置隔振效果。

3 傳遞率分析

動力總成懸置隔振效果常用傳遞率來評價，當傳遞率大于20dB時，通常認為該懸置滿足隔振要求[1]。根據(jù)上述對車內(nèi)噪聲的傳遞路徑分析結(jié)果，動力總成右懸置、左懸置的振動激勵力都偏大，動力總成右懸置、左懸置怠速工況的傳遞率如圖9所示。

右前懸置振動加速度傳遞率在53Hz之前均沒有超過20dB，只是在53Hz、160～200Hz出現(xiàn)超過20dB的情況，隔振效果較差；左前懸置較右前懸置好一些，但其仍不滿足傳遞率大于20dB的要求。2個懸置傳遞率并沒有隨著頻率的升高而增大，并且波動性較大。懸置存在較大改善空間。

圖9 怠速振動加速度傳遞率曲線圖

表3列出了3個懸置的二階點火頻率下的傳遞率，只有左前懸置Z向滿足要求。右懸置、左懸置X、Y向和后懸置X、Z向隔振效果很差。比較表2和表3可知，24Hz時右懸置X、Y向及左懸置X向的激勵力很大，同時其懸置傳遞率較低，這也驗證了可以通過改善懸置隔振降低車架端激勵力的正確性。同時發(fā)現(xiàn)，右懸置X向的隔振效果很差，且其貢獻量與主駕右耳噪聲正相關(guān)，所以也應同時改善其隔振效果。

表3 怠速二階點火頻率的傳遞率dB

4 結(jié)論及改進方向

1）運用TPA方法可以識別出動力總成懸置到車內(nèi)噪聲的7條傳遞路徑貢獻量大小，還可以得到各貢獻量幅值之間的相位關(guān)系以及頻響值和激勵力的大小，從而為動力總成懸置隔振設計提供準確數(shù)據(jù)。

2）動力總成懸置傳遞路徑分析表明，右懸置Y向?qū)噧?nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的貢獻量最大，并且其相位與車內(nèi)實測噪聲相位較接近，應重點減小其貢獻量，其頻響值很大、激勵力也較大；雖然左懸置Y向貢獻量不是很大，但其相位與車內(nèi)實測噪聲相位較近，也應減小其貢獻量，其頻響較大、激勵力也較大。應通過改善懸置支架結(jié)構(gòu)降低其頻響值，優(yōu)化懸置參數(shù)提高其隔振效果。

3）在以后的試驗與分析中，應同時考慮后懸置X向和Y向的影響。

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