动力总成振动到车内怠速噪声的传递路径分析

于友明，谭伟，王彦，陈秀，王晓宏，杨伊

（东风汽车股份有限公司，湖北武汉430057）

随着科学技术及生活水平的逐渐提高，人们对汽车性能的要求除在动力性、经济性、安全性方面之外，在车辆的舒适性、可靠性等方面的要求也越来越高。汽车舒适性是指为乘员提供舒适、愉快的乘坐环境、货物的安全运输和方便安全的操作条件的性能。怠速噪声是汽车舒适性的一个重要内容，它在一定程度上影响消费者购买车辆时的主观印象，同时因现代交通拥堵现象比较严重，在堵车、等红灯时，怠速噪声的高低也影响消费者的驾驶心情。怠速噪声主要由空气噪声和结构噪声两部分组成，空气噪声是指发动机系统的辐射噪声直接传递到驾驶室内的噪声，结构噪声是指发动机的振动引起车身的振动而产生的噪声[1-2]。空气噪声主要通过驾驶室隔吸音等措施来降低，结构噪声主要通过降低振动传递、改变车身振动频率来降低。结合车辆现状，本文中重点研究怠速结构噪声。

利用PULSE SPC软件，以某轻型车动力总成振动对车内噪声影响的分析为例，阐述了传递路径分析的具体方法和试验过程，分析了怠速工况下动力总成振动对车内噪声的影响。首先，分析识别了对车内噪声影响较大的传递路径的贡献量，发现动力总成右悬置对主驾外耳噪声的贡献量较大。其次，分析了各贡献量与车内实测相位的关系，发现右悬置Y向及左悬置Y向的相位与实测相位较接近。然后，分析了各路径的频响值及传递力，发现右悬置Y向及左悬置Y向的频响值很大、右悬置Y向的激励力较大。最后分析了3个悬置的隔振率，发现右悬置、左悬置XY向、后悬置XZ向隔振效果都较差。因此可通过改善悬置支架结构来降低频响值，通过提高悬置隔振效果来降低车架端激励力，二者都存在较大改善空间。

1 传递路径分析方法简介

1.1 TPA理论

传递路径示意图如图1所示。在进行传递路径分析时，将振动激励源与目标点视为2个不同的系统，把靠近振动激励源的一侧称为主动方，靠近目标点的一侧称为被动方，一般在两者的分界处由某些隔振零部件相连，如动力总成的悬置。对于目标点的振动性能来说，被动方在该耦合点处的每一个自由度到目标点均形成一条传递路径。通常只考虑X、Y、Z方向的平动自由度而不考虑旋转自由度。[3]

图1 传递路径示意图

当已知某一路径的频响函数和主动方的激振力时，则该路径对目标点的振动贡献量可表示为

式中：pti(ω)为第i条路径对目标点t产生的振动分量；为第i条路径的频响函数；fi(ω)第i条路径上的激振力。

若有n条传递路径，则目标点总的响应输出是每条路径上各分量的线性叠加，即

式中：F(ω)为各传递路径激振力列向量；Pt(ω)为目标点在F(ω)作用下的响应；Ht(ω)为频响函数矩阵。[4]

由式（2）可知，进行TPA时需要知道各传递路径的频响函数和激振力。

1.2 激振力的获得

由于汽车结构复杂，其振动源激振力往往不能直接测量，常需要利用间接的方法获得，如逆矩阵法和悬置刚度法等。在利用悬置刚度法估计激振力时，需要准确地确定悬置刚度值。测量悬置刚度时，不仅要求按实车状态施加预载荷和边界条件，而且还要考虑工作温度等方面的影响，不易获得准确的悬置刚度值。因此，一般多采用逆矩阵法。[4]

用逆矩阵法计算激振力时，需在车身上选取适当数量的参考点，通常参考点的自由度应大于等于传递路径数，激振力的计算式为

1.3 频响函数的确定

为获得准确的频响函数，需要拆除汽车上的激振源（如动力总成），并保留其悬置在车身上的支架结构，利用锤击法或激振器法来获得频响函数。受动力总成悬置点周围空间的限制，本文中采用锤击法求取频响函数。用锤击法进行频响函数测量时，先要对锤头上的力传感器进行标定，并在悬置支架上进行锤击激励，通常每个位置敲3～5次，通过求平均得到频响函数。

2 某轻卡传递路径识别分析

2.1 噪声现状

主观评价发现某轻型卡车怠速车内噪声较大，主驾外耳声压级为63.5dB（A），超过限值。对图2中3个最高峰值做出标记，分别为49Hz时53.9dB（A），417Hz时53.0dB（A），24Hz时50.7 dB（A），其中24Hz是二阶点火频率，49Hz、417Hz均是其谐频，3个峰值都在低频段，可见该车怠速时低频噪声较大，也就是结构噪声较大。而怠速时车内低频噪声主要是由发动机振动引起的，因此可结合TPA 原理分析动力总成各悬置对车内噪声的影响来解决此问题。

图2 主驾外耳怠速噪声频谱图

2.2 试验流程

为分析解决怠速噪声问题，利用PULSE SPC软件结合TPA 原理，对动力总成悬置被动方到主驾外耳噪声的传递路径进行分析识别，图3和图4分别为主驾外耳传声器和右悬置车架侧传感器示意图，试验过程如下：

1）在怠速工况下，测量动力总成各悬置主动侧、被动侧及主驾外耳噪声信号。该车型动力总成为3点悬置，分别是动力总成左、右悬置及后悬置，共有9条传递路径。因后悬置X向和Y向不方便敲击，且以经验推测该2条路径贡献量较小，故本文中只分析了7条传递路径。

2）拆去悬置主动侧的传感器，保留被动侧及车内传声器。将动力总成从车上拆除，保留其在车架上的悬置支架。采用锤击法沿X、Y、Z方向敲击动力总成悬置车架端发动机安装点附近的合适位置，测量各敲击点到各参考点及主驾外耳的频率响应函数。

3）得到振动加速度、频响函数，结合式（3）可得到激振力，再结合式（2）可得到各传递路径的贡献量。以下逐次对贡献量幅值、贡献量相位关系、频响函数及激振力进行分析。

图5 主驾外耳噪声比较图

图3 主驾外耳传声器示意图

图4 右悬置车架侧传感器示意图

2.3 贡献量幅值分析

图5是主驾外耳噪声比较图，蓝线是各传递路径合成值，绿线是实测值，二者在发动机二阶、四阶点火频谱处吻合较好，而在其它频率处吻合不是很好，但变化趋势相近，原因可能有如下4点：

1）本文中只是考察的低频结构噪声，而实测值有很大一部分是空气噪声，这是导致两条曲线有差异的主要原因。

2）拆除动力总成后，由于悬置支架的结构原因，力锤敲击点位置和发动机激励点不是同一个点，存在一定的距离，从而造成误差。

3）只考察了动力总成振动对车内噪声的影响，而忽略了排气系统、进气系统振动的影响。

4）因本次试验没在消声室中进行，无法避免环境噪声的影响。

由图2知，怠速噪声的3个最高峰值频率出现在49Hz、417Hz和24Hz时，要降低怠速噪声需着重降低该3处峰值。从图5可以发现，24Hz和49Hz时的实测值与合成值比较吻合，而417Hz时的差别较大，这应该是因为24Hz和49Hz时受空气噪声影响很小，而417Hz时受空气噪声影响相对大一些。24Hz和49Hz时峰值较高，且与动力总成振动关系较大，因此是本文中研究的重点。

表1列出了主驾外耳噪声的贡献量，在24Hz时右悬置Y向、右悬置X向的贡献量较大；在49Hz时右悬置X向、左悬置Z向的贡献量较大。由图6知，在0～200Hz时贡献量最大的是右悬置Y向，次大的是右悬置X向。

表1 各传递路径贡献量统计表dB

图6 主驾外耳噪声贡献量彩图

综上分析，对于驾驶室内结构噪声，右悬置Y向和X向的献量均较大，其中Y向更大一些。而要知道右悬置Y向和X向是否为问题的关键，还需分析各路径贡献量相位与测试噪声相位的关系。

2.4 贡献量相位分析

图7是49Hz和24Hz 下主驾外耳噪声的贡献量矢量图，矢量图不仅可以看出各条传递路径贡献量幅值的大小，还可以看出各传递路径贡献量幅值的相位关系。

图7 主驾外耳噪声贡献量矢量图

图7a表明，49Hz时左悬置Y向和右悬置Y向2条传递路径贡献量的相位与主驾外耳实测噪声的相位相同，可通过减小其幅值降低噪声；左悬置X向、右悬置Z向、左悬置Z向、右悬置X向和后悬置Z向5条传递路径贡献量的相位与主驾外耳实测噪声的相位相反，可通过增大其幅值抵消噪声。

图7b表明，24Hz时左悬置Y向、右悬置Y向、右悬置Z向和右悬置X向4条传递路径贡献量的相位与主驾外耳实测噪声的相位相同，可通过减小其幅值降低噪声；后悬置Z向、左悬置Z向和左悬置X向3条传递路径贡献量的相位与主驾外耳实测噪声的相位相反，可通过增大其幅值抵消噪声。在实施减噪声时，如果不考虑各条路径贡献量的相位，降低了与所要控制的噪声方向相反传递路径上的幅值，不仅不能达到有效的降噪效果，反而会适得其反。

综合图7中2 幅矢量图，要降低车内结构噪声应着重降低左悬置Y向和右悬置Y向的贡献量。

2.5 传递函数及传递力分析

通过对车内噪声贡献量幅值及相位的分析，得到了影响车内噪声较大的主要路径，而要判断引起车内噪声的是支架结构不合理还是动力总成悬置隔振不合理，还需要进一步分析传递路径的频响函数与激励力。图8a是7条传递路径的频响函数，图8b是7条传递路径的激励力。

图8 传递路径的频响函数及激励力曲线图

表2 各传递路径频响及激励力统计表dB

表2详细列出了49Hz和24Hz时7条传递路径的频响值和激励力，49Hz时右悬置X向的贡献量大主要是因为其激励力大，左悬置Z向的贡献量大主要是因为其频响值大；24Hz时右悬置Y向的贡献量大是因为其频响值大同时激振力也较大，右悬置X向的贡献量大主要是因为其激励力大。而通过2.4节分析知，降低车内低频噪声应着重降低左悬置Y向、右悬置Y向的贡献量，表2表明：49Hz时右悬置Y向的频响值和激励力都较大、左悬置Y向的频响较大；24Hz时右悬置Y向的频响值和激励力都较大，左悬置Y向的频响较大。

综上，降低车内低频噪声应着重降低右悬置Y向、左悬置Y向的频响值以及右悬置Y向的激励力。降低频响值要通过改善悬置到驾驶室相关构件的结构，降低车架端激励力要通过改善悬置系统相关参数以提高悬置隔振效果。

3 传递率分析

动力总成悬置隔振效果常用传递率来评价，当传递率大于20dB时，通常认为该悬置满足隔振要求[1]。根据上述对车内噪声的传递路径分析结果，动力总成右悬置、左悬置的振动激励力都偏大，动力总成右悬置、左悬置怠速工况的传递率如图9所示。

右前悬置振动加速度传递率在53Hz之前均没有超过20dB，只是在53Hz、160～200Hz出现超过20dB的情况，隔振效果较差；左前悬置较右前悬置好一些，但其仍不满足传递率大于20dB的要求。2个悬置传递率并没有随着频率的升高而增大，并且波动性较大。悬置存在较大改善空间。

图9 怠速振动加速度传递率曲线图

表3列出了3个悬置的二阶点火频率下的传递率，只有左前悬置Z向满足要求。右悬置、左悬置X、Y向和后悬置X、Z向隔振效果很差。比较表2和表3可知，24Hz时右悬置X、Y向及左悬置X向的激励力很大，同时其悬置传递率较低，这也验证了可以通过改善悬置隔振降低车架端激励力的正确性。同时发现，右悬置X向的隔振效果很差，且其贡献量与主驾右耳噪声正相关，所以也应同时改善其隔振效果。

表3 怠速二阶点火频率的传递率dB

4 结论及改进方向

1）运用TPA方法可以识别出动力总成悬置到车内噪声的7条传递路径贡献量大小，还可以得到各贡献量幅值之间的相位关系以及频响值和激励力的大小，从而为动力总成悬置隔振设计提供准确数据。

2）动力总成悬置传递路径分析表明，右悬置Y向对车内结构噪声的贡献量最大，并且其相位与车内实测噪声相位较接近，应重点减小其贡献量，其频响值很大、激励力也较大；虽然左悬置Y向贡献量不是很大，但其相位与车内实测噪声相位较近，也应减小其贡献量，其频响较大、激励力也较大。应通过改善悬置支架结构降低其频响值，优化悬置参数提高其隔振效果。

3）在以后的试验与分析中，应同时考虑后悬置X向和Y向的影响。

[1]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.

[2]马天飞，任春，王登峰，等.乘用车车内噪声的试验研究[J].汽车技术，2011（5）：11-15.

[3]王登峰，李末，陈书明，等.动力总成振动对整车行驶平顺性的传递路径分析[J].吉林大学学报：工学版，2011（9）：92-97.

[4]刘东明，项党，罗清，等.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（4）：73－77.