施仁貴，周 毅，靳 暢

(1.同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海201804;2.同濟大學(xué)新能源汽車工程中心，上海201804)

0 引 言

汽車振動和噪聲是影響汽車駕駛舒適性的主要因素.隨著高速公路發(fā)展，車速的不斷提高，噪聲與振動問題日益突顯.如何改善汽車內(nèi)部聲學(xué)環(huán)境，降低車內(nèi)噪聲水平已經(jīng)成為已成為汽車設(shè)計的重要任務(wù)，也是各國政府和車輛企業(yè)共同關(guān)注的問題.傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis)是一種以試驗為基礎(chǔ)的方法，可以分析聲源通過結(jié)構(gòu)或空氣傳遞到指定位置的振動－聲學(xué)功率流.聲源通過哪些路徑傳遞被正確識別后，可以對傳遞路徑中的主要環(huán)節(jié)進行有針對性的修改，達到減振降噪的效果.本文介紹了傳遞路徑分析方法的基本理論，并且采用試驗分析為主的方法對某商用車怠速工況下的車內(nèi)噪聲主要貢獻路徑進行了診斷分析，為車內(nèi)降噪優(yōu)化方案的制定和實現(xiàn)提供可靠依據(jù).

1 基本理論

傳遞路徑分析理論假設(shè)所分析的系統(tǒng)是線性時不變的，那么車內(nèi)目標(biāo)點所測得的聲壓或振動水平是由激勵源經(jīng)過多個不同的傳遞路徑傳播到車內(nèi)的能量疊加而成，傳遞路徑分析的目的就是對能量在各個路徑上傳播的情況進行研究.

車內(nèi)噪聲的傳遞路徑分析主要包括兩方面:結(jié)構(gòu)傳遞噪聲識別和空氣傳遞噪聲識別.

1.1 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲

1.1.1 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲基本理論

假設(shè)目標(biāo)響應(yīng)為駕駛員右耳的聲壓P，系統(tǒng)共有m 個耦合點，每一個耦合點只考慮X，Y，Z 三向平動自由度，那么主動方振動共有3m 條傳遞路徑.假設(shè)汽車系統(tǒng)線性時不變，結(jié)構(gòu)傳遞的總響應(yīng)可以看做是各條路徑的疊加:

式中:Ptotal(f)為目標(biāo)點總響應(yīng)，Hij(f)，F(xiàn)ij(f)分別為第i 條傳遞路徑上的第j 個自由度結(jié)構(gòu)噪聲傳遞函數(shù)和激勵力.結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析中，需要明確所要分析的激勵點.

圖1 傳遞路徑分析的模型圖

1.1.2 結(jié)構(gòu)傳遞激勵力的測量

對于結(jié)構(gòu)聲傳遞路徑分析中結(jié)構(gòu)激勵力測量，本文采用矩陣求逆法.

對于某一線性系統(tǒng)，當(dāng)激勵力為F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)N時，響應(yīng)為X1，X2，…，Xm，系統(tǒng)的運動方程為:

那么激勵力可用下式表示:

其中Hij=Xi/Fj為由輸入Fj到響應(yīng)Xi的頻響函數(shù).

通常在實際操作中對于參考自由度數(shù)m 和耦合激勵力數(shù)N 的關(guān)系為m ≥2N.當(dāng)m ＞N 時，并 不 存 在， 以 ［=(［H］T［H］－1)［H］T來代替它.使用時還應(yīng)注意:參考自由度須取在被動方，盡量分布在耦合點附近;有時耦合點處結(jié)構(gòu)太狹小是需要制作相應(yīng)的連接件，用于力錘施加力或安裝加速度傳感器.

1.1.3 振動傳遞函數(shù)

本文采用的是力錘激勵法獲得傳遞函數(shù).

裝有力傳感器的力錘被安裝在耦合點位置進行激勵，麥克風(fēng)被安放于車內(nèi)目標(biāo)聲學(xué)響應(yīng)點處.通過力錘對系統(tǒng)施加脈沖激勵，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄激勵力信號和聲壓響應(yīng)信號，計算得到傳遞函數(shù).

1.2 空氣傳遞噪聲

1.2.1 空氣傳遞噪聲基本理論

在空氣聲傳遞路徑分析中，如果有N 個輻射聲源，每個聲源到目標(biāo)點都會形成傳遞路徑，它們的貢獻量可表示為:

其中，Pair(f)為目標(biāo)點上的聲壓;Hi(f)為聲源到目標(biāo)點的聲傳遞函數(shù);Qi(f)為聲源的工作體積速度.

空氣聲傳遞路徑分析主要分為聲源的實際激勵輸入的測量和聲源到目標(biāo)點之間的聲—聲傳遞函數(shù)的測量.

1.2.2 空氣傳遞激勵輸入的測量

進行空氣聲傳遞路徑分析時，需要知道噪聲源的工作體積速度.本文采用矩陣求逆法測量.

在N 個噪聲源的附近選擇m 個參考點，則這些參考點的聲壓為:

這些噪聲源的工作體積速度為:

其中，Qi為第i 個噪聲源的工作體積速度(1 ≤i ≤N);Pi為第j 個參考點的聲壓(1 ≤j ≤m);Hij=Pj/Qi為從第i 個噪聲源到第j 個參考點的聲傳遞函數(shù)，可用互易法測量:在參考點處用空間無指向聲源作體積速度激勵，測量聲源點的聲壓.根據(jù)聲場互易性，聲傳遞函數(shù)Hij為第i 個聲源的聲壓與第j 個參考點的體積速度的比值.

1.2.3 空氣傳遞函數(shù)的測量

采用直接法測量聲傳遞函數(shù)，即在聲源處安放空間無指向聲源，發(fā)出白噪聲，同時測量車內(nèi)目標(biāo)點的聲壓，得到該聲源到目標(biāo)點的聲傳遞函數(shù):

其中，Qj(f)為聲源的體積速度;Pj(f)為目標(biāo)點聲壓.

圖2 怠速工況下駕駛員右耳的聲壓

由于空間限制，實際不宜布置揚聲器，常采用互易法來測量聲傳遞函數(shù).

2 方法應(yīng)用

2.1 研究問題闡述與分析

某商用車怠速工況的車內(nèi)噪聲問題比較嚴(yán)重，將該車置于半消聲室內(nèi)進行車內(nèi)噪聲測量試驗，圖2 為測得的駕駛員右耳位置的A 計權(quán)聲壓.從圖中可知，駕駛員右耳的聲壓能量分布有明顯的規(guī)律，如在20 ～500Hz，750 ～1000Hz，1300 ～1500Hz 這些頻段內(nèi)均有明顯的峰值，主要能量分布在500Hz 以下.

該型商用車進氣系統(tǒng)的進氣導(dǎo)流管嵌在前端縱梁上，進氣口噪聲對車內(nèi)噪聲的影響較小，激勵源可以定位于發(fā)動機和排氣系統(tǒng).

根據(jù)傳遞路徑理論，發(fā)動機振動有三個懸置，每個懸置考慮X，Y，Z 三個平動自由度總共條傳遞路徑傳遞到車身;排氣系統(tǒng)振動由四個吊耳，每個吊耳只考慮Z 向振動共條傳遞路徑傳遞到車身上.發(fā)動機噪聲由發(fā)動機的六個面分別作為獨立聲源傳遞到駕駛員右耳處，總共6 條傳遞路徑;排氣管尾管噪聲相對于輻射噪聲對于車內(nèi)噪聲的影響更加顯著，因此只考慮尾管噪聲到駕駛員右耳處1條傳遞路徑.基于上述系統(tǒng)的簡化和路徑的假設(shè)，本文所建立的怠速工況傳遞路徑分析模型包含結(jié)構(gòu)傳聲和空氣傳聲，總共20 條路徑.

圖3 發(fā)動機左懸置兩個加速度響應(yīng)點的位置

圖4 排氣管口兩個響應(yīng)麥克風(fēng)位置

2.2 試驗流程簡述

根據(jù)上文對問題的描述以及建立的分析模型，需要對每條路徑的激勵及其對應(yīng)的傳遞函數(shù)進行測量，才能夠獲得合成聲壓，進行各路徑的貢獻分析.試驗過程簡要如下:

(1)發(fā)動機懸置激勵力及其到駕駛員右耳處振－聲傳遞函數(shù)的測量:在每個激勵力附近布置兩個加速度傳感器;在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng).用力錘在每個懸置處車身側(cè)x，y，z 三個方向垂直敲擊，同時記錄下力信號、加速度信號和麥克風(fēng)信號.在怠速工況下整車狀態(tài)穩(wěn)定后，記錄下各個加速度傳感器的信號.

(2)排氣管吊耳激勵力及其到駕駛員右耳處振－聲傳遞函數(shù)的測量:在每個排氣管吊點車身側(cè)布置兩個加速度傳感器;在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng).試驗過程跟發(fā)動機懸置激勵力測量時基本一致.

(3)排氣口體積加速度激勵的測量:在排氣管口附近布置兩個麥克風(fēng)當(dāng)做參考響應(yīng)點，高度與排氣管口同高，如圖4 所示.去除聲源，讓整車在怠速工況下穩(wěn)定工作，測量各參考點處的聲壓.

(4)發(fā)動機六面體近場聲壓激勵的測量:將該車置于車用半消聲室內(nèi)，在發(fā)動機的六個面布置六個石棉包裹的麥克風(fēng)，記錄下怠速工況的近場聲壓便可.信號采集設(shè)置與排氣口體積加速度激勵的測量試驗一致.

圖5 駕駛員右耳合成與實測總響應(yīng)自功率譜

(5)排氣管尾管口和發(fā)動機近場六面到駕駛員右耳處傳遞函數(shù)的測量:將事先標(biāo)定好的麥克風(fēng)布置在發(fā)動機六個面和排氣管口.駕駛員右耳位置處布置標(biāo)準(zhǔn)聲源.讓聲源發(fā)出白噪聲，同時記錄聲源的聲壓信號與體積加速度信號和發(fā)動機六個面以及排氣管口的麥克風(fēng)聲壓信號.

圖6 空氣聲和結(jié)構(gòu)聲貢獻對比

圖7 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲各路徑貢獻云圖

圖8 空氣傳遞噪聲各路徑貢獻云圖

圖9 車身側(cè)支架改進前后有限元模型

2.3 數(shù)據(jù)分析

圖5 為根據(jù)前文建立的傳遞路徑分析模型以及試驗數(shù)據(jù)，基于LMS Test.lab 傳遞路徑分析模塊計算的駕駛員右耳總響應(yīng)自功率譜和實際測量的自功率譜合成圖.

由圖5 中可以看出，合成的駕駛員右耳處的聲壓頻域分布情況均與實測結(jié)果相一致.主要能量分布在多個頻段(20 ～150Hz，200 ～500Hz，700 ～1000Hz，1300 ～1450Hz，1800 ～1950Hz)，并且主要的峰值(30Hz，55Hz，80Hz，120Hz，270Hz，800Hz，990Hz)均能一一對應(yīng).由此說明所建立的傳遞路徑分析模型基本能反映實際的整車怠速工況，基于此模型的分析具有一定的可靠性.

圖6 中，紅線為各路徑疊加的駕駛員A 計權(quán)聲壓，綠線為只有結(jié)構(gòu)傳遞路徑疊加的駕駛員右耳A 計權(quán)聲壓，藍線為只有空氣傳遞路徑疊加的駕駛員右耳A 計權(quán)聲壓.由圖可知，在中低頻的部分，紅線和綠線基本重合，而高頻部分紅線和藍線基本重合，這表明在低頻時(500Hz 以下)結(jié)構(gòu)聲為車內(nèi)噪聲的主要組成部分.在高頻時(800Hz 以上)空氣傳播聲的影響逐漸增大，車內(nèi)噪聲主要由空氣傳遞噪聲貢獻.

圖10 支架改進前后駕駛員右耳結(jié)構(gòu)聲和合成結(jié)果

各路徑貢獻分析

圖7 和圖8 是結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲各路徑的貢獻云圖.結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲貢獻各自有主要貢獻的頻段，結(jié)構(gòu)聲貢獻頻率取20 ～500Hz，空氣噪聲取500 ～2000Hz.圖中橫坐標(biāo)為頻率，縱坐標(biāo)為路徑，結(jié)構(gòu)噪聲路徑顏色的深淺表示幅值的大小.

在20 ～500Hz 以內(nèi)，右懸置X 向、左懸置Y向、右懸置Z 向和排氣管第三、四個吊點這5 條路徑是結(jié)構(gòu)傳遞噪聲對車內(nèi)噪聲的主要貢獻路徑，其中前三者在20Hz 附近、后兩者在190Hz 附近貢獻較大.對于空氣傳遞噪聲，在500 ～2000Hz 范圍內(nèi)，發(fā)動機上面(主要貢獻頻率850Hz、1500Hz 和1700Hz)對車內(nèi)噪聲的影響比其他路徑要大，而排氣管口噪聲的影響最小，發(fā)動機后面的影響也比較小.

2.4 優(yōu)化方案及結(jié)果

右懸置三個方向的激勵力比較大，導(dǎo)致傳遞到車身的振動能量比較多，因此本文針對發(fā)動機懸置進行優(yōu)化.根據(jù)傳遞函數(shù)理論，發(fā)動機傳遞到車身的振動跟懸置的剛度有關(guān)，剛度越大，傳遞的激勵力就越小.該車發(fā)動機懸掛簡化為發(fā)動機側(cè)支架、橡膠懸置和車身側(cè)支架串聯(lián)的系統(tǒng).系統(tǒng)剛度滿足:

K 為發(fā)動機懸掛系統(tǒng)的總剛度;K1為發(fā)動機側(cè)支架的剛度;Km為橡膠懸置的剛度;K2為車身側(cè)支架的剛度.K1，K2遠小于Km時，K 最小且接近Km.對車身側(cè)支架進行模態(tài)試驗，測得支架前三階固有頻率太小，說明車身側(cè)支架的剛度不足.針對該支架優(yōu)化，在支架上加裝兩塊加強板(圖9):

表1 車身側(cè)支架原型及優(yōu)化后固有頻率(Hz)

將新支架安裝在整車上，通過上述試驗流程，優(yōu)化后的駕駛員右耳結(jié)構(gòu)聲和合成聲如圖10，右懸置主要貢獻的峰值均有所下降:如30Hz 處下降5.81dB，55Hz 處下降4.63dB，80Hz 處的峰值下降有10dB 以上.在250Hz 以上，各個頻率對應(yīng)的聲壓級都有大幅的下降.

3 總 結(jié)

(1)實際測得車內(nèi)噪聲和合成噪聲基本吻合，證明傳遞路徑方法不僅能有效識別整車實際工況下的車內(nèi)噪聲源，還能找出主要的貢獻路徑并進一步獲得貢獻量比較大的聲源.在整車開發(fā)時對改善汽車的車內(nèi)聲學(xué)特性有著積極的意義.

(2)結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對車內(nèi)噪聲的影響分別在低頻段和高頻段.因此根據(jù)車內(nèi)噪聲的頻譜分布，貢獻量較大的發(fā)動機右懸置實施減振隔聲措施，從而降低車內(nèi)噪聲，實現(xiàn)整車NVH 性能優(yōu)化.

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