趙慶榮 王思明

（中國第一汽車股份有限公司天津技術(shù)開發(fā)分公司）

汽車噪聲、振動及乘坐舒適性，即NVH（Noise，Vibration&Harshness）問題，是衡量汽車好壞的一項非常重要的指標，隨著顧客對汽車的舒適性要求越來越高，每個國家對噪聲污染的控制越來越嚴，NVH 問題受到了整車制造企業(yè)和零部件企業(yè)的普遍關(guān)注[1-2]。車內(nèi)振動噪聲往往是由多個激勵經(jīng)過多條傳遞路徑到達目標點疊加而成的，如果能準確地判斷出各主要激勵源和傳遞路徑的貢獻量，并對貢獻量大的激勵源和傳遞路徑作相應(yīng)的優(yōu)化改進，則NVH 改進的工作效率能得到大大的提高[3]。這種識別方法即為傳遞路徑分析法TPA（Transfer Path Analysis），目前在國內(nèi)外得到了廣泛的研究與應(yīng)用[4-6]。

1 傳遞路徑分析法基本原理

假設(shè)所研究的系統(tǒng)是線性時不變的，傳遞路徑分析將系統(tǒng)分為3 部分：激勵源、傳遞路徑和響應(yīng)點。傳遞路徑分析模型，如圖1 所示。車內(nèi)目標點的聲壓或振動水平等于各激勵源以工作載荷激勵時，沿不同路徑傳遞到車內(nèi)的能量疊加[7]。

圖1 傳遞路徑分析模型

車內(nèi)噪聲總體上可以分為結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲2 種。二者的區(qū)別是傳遞路徑不同，結(jié)構(gòu)聲是外界激勵源直接激勵或傳遞到車身，引起車體及壁板件振動，并與車內(nèi)聲腔耦合而產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲，主要通過車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)匹配進行控制?？諝饴暿禽喬?、路面、進排氣、發(fā)動機本體等噪聲源通過空氣傳播路徑傳遞到車內(nèi)引起的噪聲，主要通過聲學(xué)包技術(shù)來控制。傳遞路徑分析認為，目標點響應(yīng)為所有結(jié)構(gòu)路徑及空氣路徑的貢獻量之和[8]，即：

式中：yk（ω）——目標點k的響應(yīng)，Pa；

CSi（ω）——第i個結(jié)構(gòu)路徑的貢獻量，Pa；

CAj（ω）——第j個空氣路徑的貢獻量，Pa；

n——結(jié)構(gòu)路徑的個數(shù)；

p——空氣路徑的個數(shù)。

結(jié)構(gòu)路徑的貢獻量為激勵源與結(jié)構(gòu)路徑傳遞函數(shù)

的乘積，空氣路徑的貢獻量為激勵源與空氣路徑傳遞

函數(shù)的乘積，即：

式中：Fi——第i個振源的激勵載荷，N；

Qi——第j個聲源的聲學(xué)載荷，m3/s2；

Hki（ω）——振源i到目標點的傳遞函數(shù)，Pa/N；

Hkj（ω）——聲源i到目標點的傳遞函數(shù)，Pa/（m3/s2）。

將式（2）和式（3）代入式（1）中，得：

由式（4）可知，傳遞路徑分析的主要工作包括[9]：1）路徑頻響函數(shù)的獲取。對于結(jié)構(gòu)聲，測量耦合點處每個自由度到響應(yīng)位置的頻響函數(shù)；對于空氣聲，測量目標點到聲源的頻響函數(shù)。2）工作載荷的獲取。對于結(jié)構(gòu)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。

傳遞函數(shù)是在初始條件為0 的條件下，輸出的拉普拉斯變換除以輸入的拉普拉斯變換，傳遞函數(shù)是系統(tǒng)的固有屬性，只與結(jié)構(gòu)的本身屬性有關(guān)，與輸入特性無關(guān)。較常用的是通過互易性原理測得傳遞函數(shù)。

對于結(jié)構(gòu)力識別，主要包括直接法、復(fù)剛度法、驅(qū)動點傳遞函數(shù)法和逆矩陣法。對于聲學(xué)載荷識別，主要有聲波輻射面逐點采集法、逆矩陣法、聲強推導(dǎo)法及單一源求逆法。

傳統(tǒng)TPA 需要較多的參考點，測量任務(wù)量過大，費時費力。工作TPA，即OTPA（工況傳遞路徑分析法），避免了傳遞函數(shù)測試但不能保證分析結(jié)果的精度，所以目前廣泛應(yīng)用的是結(jié)合以上2 種方法的優(yōu)點，在損失一定精度的基礎(chǔ)上，降低工作負荷，提高工作效率的方法，即OPAX 法（擴展工況傳遞路徑分析法）。

OPAX 法的核心是參數(shù)化載荷模型，是基于已知的激勵源輸入及載荷模型參數(shù)，即可描述激勵源載荷，這種載荷描述方式的優(yōu)點在于所有參數(shù)是獨立的、不耦合的，極大地降低了問題的復(fù)雜性，激勵載荷與聲學(xué)激勵載荷描述為：

式中：pj（ω）——第j個激勵源響應(yīng)的聲壓，Pa；

aai（ω）——懸置第i個路徑主動端的加速度，m/s2；

api（ω）——懸置第i個路徑被動端的加速度，m/s2；

p——需要識別的參數(shù)，它根據(jù)載荷類型及載荷建模方式不同而不同。

將式（5）代入式（4），可得：

求解方程，即可以識別載荷模型參數(shù)，獲得振源與聲源的載荷，識別的激勵源載荷乘以相應(yīng)的路徑傳遞函數(shù)即為路徑貢獻量，通過路徑貢獻量分析可以確定主要貢獻路徑，為車輛的NVH 問題解決提供參考。

2 應(yīng)用實例

2.1 問題描述及分析

文章主要研究的是某款乘用車2 擋全油門加速工況車內(nèi)噪聲大，且存在轟鳴聲的問題，具體測試結(jié)果，如圖2 所示。從圖2 中可以看出，車內(nèi)司機右耳處存在220～280 Hz 的共振噪聲，對其進行平均頻譜分析，結(jié)果如圖3 所示，可見噪聲能量主要集中在250 Hz 左右。對該車進行傳遞路徑分析，考慮到全油門加速工況下發(fā)動機噪聲為車內(nèi)噪聲的主要來源，包括結(jié)構(gòu)傳遞噪聲和空氣傳遞噪聲，其中結(jié)構(gòu)傳遞噪聲包括發(fā)動機右懸置傳遞路徑和變速箱左懸置、后懸置傳遞路徑，每條路徑測試3 個方向的加速度值，空氣傳遞噪聲包括動力總成的6 個表面噪聲，其中底面又分為發(fā)動機底面和變速箱底面。故文章共分析16 條傳遞路徑，使用的設(shè)備是LMS SCADAS Mobile 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，LMS Test.Lab12A 軟件，具體試驗分為以下2 步。

第一步：工況數(shù)據(jù)測試。工況數(shù)據(jù)是指整車實際工作狀態(tài)下所有激勵源的輸入、目標點和參考點的響應(yīng)。文章中測試工況為2 擋全油門加速，測點為車內(nèi)司機右耳處噪聲，3 個懸置主被動端各3 個方向的加速度，動力總成外表面的7 處噪聲，此外還需選取副駕駛右耳和后排中間位置作為參考點。

第二步：頻響函數(shù)測試。文章中采用互易法，在車內(nèi)司機右耳處放置體積聲源，主要關(guān)心的頻率在250 Hz左右，所以應(yīng)選取低頻體積聲源，測試頻率范圍在20～800 Hz，測試16 條路徑處的響應(yīng)值，即可獲得頻響函數(shù)。重復(fù)以上操作，測試參考點到路徑的頻響函數(shù)。

利用OPAX 法進行傳遞路徑分析，可以得到各條路徑對目標點的貢獻量，具體結(jié)果如圖4 所示，因為共振能量主要集中在250 Hz 左右，將光標固定在該頻率附近，可以得出在該頻率附近對車內(nèi)噪聲影響較大的路徑依次是左懸置Y向、左懸置Z向、右懸置Y向、發(fā)動機左面等。

圖2 2 擋全油門加速工況司機右耳噪聲頻譜

圖3 2 擋急加速司機右耳噪聲平均頻譜圖

圖4 OPAX 分析的各路徑貢獻量

2.2 懸置支架優(yōu)化

通過以上傳遞路徑分析結(jié)果可知，對于250 Hz 左右共振噪聲影響較大的路徑為動力總成左右懸置，進一步檢查左右懸置的工況數(shù)據(jù)，如圖5 所示，可以看出，左懸置的3 個方向，以及右懸置的Y向均存在250 Hz 左右的共振帶。

圖5 2 擋急加速左右懸置車身側(cè)振動圖譜

鑒于以上測試結(jié)果，對左右懸置進行優(yōu)化，采取措施為提高懸置支架固有頻率，消除或減弱250 Hz 左右的共振，具體優(yōu)化方案，如圖6 和圖7 所示。優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲變化情況的試驗對比結(jié)果，如圖8 所示，可見懸置支架優(yōu)化后，車內(nèi)250 Hz 左右共振帶明顯減弱，對比優(yōu)化前后的總聲壓級（OA 值），結(jié)果如圖9 所示，聲壓級平均降低2 dB（A）。通過主觀評價進一步驗證了車內(nèi)噪聲明顯降低，轟鳴聲消失。

圖6 左懸置優(yōu)化方案

圖7 右懸置優(yōu)化方案

圖8 2 擋全油門加速工況司機右耳噪聲頻譜對比

圖9 2 擋全油門加速工況司機右耳聲壓級對比

鑒于動力總成噪聲對車內(nèi)噪聲也有較大影響，檢查動力總成表面到車內(nèi)司機右耳的頻響函數(shù)FRF，具體結(jié)果如圖10 所示。一般要求頻響函數(shù)應(yīng)控制在55 dB以下，本例中大部分頻響函數(shù)不滿足要求，可以進一步優(yōu)化，以降低車內(nèi)噪聲，可采取的方案有：加厚前圍隔熱墊、增加前圍金屬鈑金件厚度、改善過孔密封情況等。此問題超出文章的研究范圍，將不做深入研究。

圖10 動力總成到司機右耳頻響函數(shù)

3 結(jié)論

文章主要是解決某款車型2 擋全油門加速工況下，車內(nèi)噪聲大且存在轟鳴聲的問題，在問題的識別和解決過程中，得到以下結(jié)論：

1）根據(jù)2 擋全油門加速工況下駕駛員右耳頻譜圖及其平均頻譜圖可知，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲大且存在轟鳴聲的主要原因是在250 Hz 左右存在共振帶，應(yīng)用OPAX方法，分析得出引起該共振帶的原因是動力總成左右懸置支架模態(tài)頻率也在250 Hz 左右。

2）為了消除或減弱共振帶可以采取的措施是提高懸置支架模態(tài)頻率，增加其剛度。經(jīng)過試驗驗證，懸置支架優(yōu)化后，車內(nèi)噪聲降低，主觀評價轟鳴聲消失。

3）頻響函數(shù)測試結(jié)果顯示，動力總成表面到駕駛員右耳之間的頻響函數(shù)不滿足小于55 dB 的要求，可進一步優(yōu)化前圍部件，降低車內(nèi)噪聲。

4）在以上問題的解決中，傳遞路徑分析方法起到了主要作用，只要能夠建立準確的TPA 模型，實施高質(zhì)量的測試，傳遞路徑分析方法就能準確識別出貢獻量最大的路徑，為問題的解決指明方向。