多参考TPA在整车路面载荷提取中的运用

严 辉，康润程，陈 明

(东风汽车公司 技术中心,襄阳 441004)

汽车车内噪声水平作为当今衡量汽车好坏最为直观的评价指标之一，因此，汽车车内噪声控制已成为汽车新产品研发过程中的关键环节之一。汽车受路面激励力的作用，通过不同的传递路径引起车身结构的振动，从而向车内辐射大量噪声［1］。目前NVH仿真分析方法已成为解决汽车NVH问题最为便利和快捷的分析方法，而且随着计算机技术的日趋成熟，仿真分析技术亦得以日新月异的发展，已成为各大企业及研发中心首先的工具［2］。在进行仿真分析前，为了确保分析结果的准确度，需尽可能的采用与实际相近的输入条件。通常需要结合实际的试验测量方法来获取激励力，从而最大限度的保证输入条件的真实性。

本文以某乘用车为分析对象，应用多参考传递路径方法，提取了该车悬架系统与车身连接处的载荷激励力，为后期的NVH仿真分析提供科学的输入边界条件。同时还拟合出了该车内噪声结果，并与试验所得的结果进行了比对，其结果有着较好的一致性，以此来判断所得载荷激励结果的可靠性，为多参考TPA方法在整车路面载荷提取中的运用提供案例。

1 基本思路

路面激励引起的结构噪声是由多个轮胎输入作用，经过悬架系统引起车身振动而产生的噪声。此时的车内噪声是由多个相关的激励源引起的，且车轮激励引起的结构振动又是相互耦合的，不同的自由度间没有固定的相位延迟。针对这种典型的多个相关的激励源引起的耦合问题，通常需要多个参考信号，结合主分量分析进行解耦，变成独立的非耦合问题予以分析［3］。

在对试验工况数据进行主分量分析后，可以建立结构声传递路径模型，通过分析获取连接点处的耦合激励力。结构声传递路径分析的耦合激励力的获取方法主要有直接测量法、动态复刚度法、矩阵求逆法及激励点反演法四种［4］。矩阵求逆法主要用于主动方（激励源侧）和受动方（目标点侧）是刚性连接或者弹性连接元件的刚度相对于主、受动双方的局部刚度较大，耦合元件的变形相对其周围结构的变形不够大的情况下［5］。针对整车路面激励载荷，要获得悬架系统与车身连接处的载荷力，在实际试验中，受传感器尺寸、安装条件以及相对位移等因素的限制，通常采用矩阵求逆法进行载荷求取，其计算公式如下。

式中：{Fn}为各耦合点处的激励力；［H（ω）］为激励力到各个指示点的局部传递函数矩阵；{Xm}为被动方指示点加速度响应向量。

为了避免矩阵奇异值分解时产生数值分解问题，并使估计出的耦合激励力更加精确，应使参考自由度数不小于耦合激励力数(传递路径数)。参考自由度须取在受动方，尽量分布在耦合点附近；测量传递函数时，为了消除激励源相互耦合的影响，需要移除主动方结构部件。

本次试验与分析流程如图1所示。

2 试验测量与分析

2.1 数据测量

本次试验主要分为以下两步进行。

1）工况数据测量：测量车辆在实际工况下各指示点的振动加速度及目标点的声压。

据研究表明，当乘用车在中低等车速（60 km/h以下时）行驶时，其路面激励引起的车内噪声占主要成分。因此本次试验选用较为粗糙的试验路面，路面四周空旷，背景噪声比被测噪声低15 dB(A)以上。行驶工况为车辆发动机怠速空挡滑行，滑行车速范围为40~70 km/h，记录该车速区域内各指示点的振动加速度及车内目标点的声压时间历程。

2）传递函数测量：测量各个传递路径到目标点的振-声传递函数（全局传函），以及传递路径激励力到各个指示点间的加速度响应传递函数（局部传函）。在进行传递函数试验前，需拆除车辆悬架主动端部分（车轮总成），并用弹性吊绳或者空气气囊支撑车身，使车辆处于自由状态，以消除激励源耦合的影响。采用力锤单点激励多点响应的方法进行传递函数测量，分别在耦合点的X、Y、Z三个方向上激励，为了获取良好的传递函数结果，力锤激励时，力谱函数要尽量平直，并覆盖整个分析频带，每条路径敲击多次。同时检查各响应点的相干函数，确保有良好的数据结果。

测点安装与布置：指示点选在悬架系统被动端链接处，每个接点处布置两个及两个以上的三向加速度传感器；目标点布置于车内驾驶员及乘员外耳处（靠近车窗侧）。测点布置及安装示意图如图2~图4所示。

2.2 数据分析

2.2.1 多参考及主分量分析

在进行传递路径载荷提取前，首先要检查试验数据，本次试验运用工作变形分析（ODS）来检查试验数据的一致性，以此来判断试验数据是否可取。通过工作变形分析还可以及时了解和分析结构 （如前副车架和后托架）的动态特性，图5为车身悬架系统结构的ODS分析结果图。

在确认了试验数据之后，进行多参考点分析，通常把目标点作为参考点，本文以四个车内噪声点为参考点，分别求出其他指示点与该四个目标点间的互功率谱函数。然后进行主分量分析（PCA），以四个车内噪声目标点为主向量空间，经分解后得出了四阶独立的主向量，经过主分量分析后的结果如图6所示。

从图6的主分量分析结果中可以看出，该车车内各点处噪声的第一阶主分量与试验测量结果基本吻合，说明车内各点的噪声主要由其第一阶主分量组成，其他几阶主分量对车内噪声的贡献量均很小。通常为了简化问题和提高工作效率，在进行路面结构噪声传递路径分析时，可忽略其他几阶主分量，只取第一阶主分量进行分析。当然当其他几阶分量对目标点的贡献量大时，也可以选取其他几阶分量进行逐一分析，最终可以将分析的结果进行线性叠加。考虑到该车的车内噪声能量主要由第一主分量组成，本文仅选有了第一阶主分量的结果作为后续路面传递路径载荷提取的工况条件。

2.2.2 载荷提取

在经过主分量分析之后，将多参考耦合系统转换为单参考的独立系统进行分析，同时确认了主要的能量组成成分，忽略不重要的能量成分，从而实现降维以简化问题。然后建立TPA分析模型，其过程有目标点选取、传递路径选取、指示点及分析工况（根据以上主分量分析结果，本次分析采用第一阶主分量工况）选取。

建立了整车传递路径分析模型后，运用逆矩阵的方法求解载荷激励，进而拟合出车内目标点的噪声结果，分析结果如图7、图8所示。

从图7中可以看出，拟合出的车内噪声结果与试验所得的结果吻合得很好，两者的频谱特性基本一致，可知通过该方法获得的路面载荷激励力是可靠的。悬架系统相关接点处的路面载荷激励结果如上图8所示，车辆左右悬架系统是对称系统，所以获得的左右侧激励力基本一致。

3 结论

本文以某乘用车为分析对象，采用多参考传递路径分析方法，结合主分量分析方法，将复杂的耦合问题简单化为独立的单参考点问题，建立了整车路面结构噪声传递路径分析模型，运用逆矩阵法获得了悬架系统与车身连接处的激励力，为多参考传递路径分析方法在汽车NVH产品开发中的应用提供了案例。同时为了验证所得路面载荷激励力的真实有效性，拟合出了车内目标点处的噪声结果，经与试验所得结果进行比对，两者有着较好的一致性，说明所得激励力的准确性，为今后NVH仿真分析提供更为准确的输入条件。

［1］赵彤航.基于传递路径分析的汽车车内噪声识别与控制［D］.吉林：吉林大学.2008,4.

［2］庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动－理论与应用［M］.北京:北京理工大学出版社，2006.

［3］ LMS Test.Lab Help:Transfer Path Analysis Method and Principal Component Analysis［Z］.2009.

［4］王万英，靳晓雄，彭为，等.轮胎振动噪声结构传递路径分析［J］.振动与冲击， 2010，29(6):89-95.

［5］刘东明，项党，郑金鑫.传递路径分析技术在车内噪声与振动研究与分析中的应用［J］.噪声与振动控制，2007，8(4):73-77.