工况传递路径分析用于辨识车内噪声源

仲　典，蒋伟康

工况传递路径分析用于辨识车内噪声源

仲典1，2，蒋伟康1，2

（1.上海交通大学 振动、冲击、噪声实验室，上海 200240；2.上海交通大学 机械系统与振动国家重点实验室，上海 200240）

为了在不拆除耦合部件情况下，实现车内噪声辐射源和振动激励源快速辨识，应用工况传递路径分析方法建立车内噪声传递多输入、单输出模型。进行偏奇异值分析辨识出车内噪声主要辐射源和振动激励源，计算各条传递路径对车内噪声贡献量，并且将目标点合成噪声与实测噪声进行对比。在定置怠速工况下通过拆除某路径后预测噪声与实测噪声对比，验证模型正确性。该方法不限具体车型，可以广泛地应用于车内噪声传递路径分析。

声学；噪声辐射源；工况传递路径分析；偏奇异值分析

车内噪声的控制是整个汽车开发过程中的一个重要环节［1］。NVH性能越来越关乎车型的口碑和销量，尤其对于国产汽车而言，振动噪声控制上普遍与国外厂商存在较大差距，迫切地需要一种可靠实用的技术指导改进NVH性能。

抑制车内噪声最直接有效的方法是声源和路径控制［2］。传递路径分析（TPA）技术是识别和量化源及传递路径对目标贡献量的有效工具，能够将车内人员感知的噪声信号分解为贡献源和传递路径［3-4］。目前市售的振动噪声分析系统也具备诸如传递路径分析等功能，但是用于工程实际仍存在诸多问题和不便。本文拟采用一种简便易行的方法辨识声源和传递路径，在保证辨识效果的前提下大大提高工作效率。

车内噪声的贡献来自多个噪声源，例如动力总成、轮胎、风和排气系统。这些噪声源所辐射的噪声按传递路径可分为空气声和结构声两大类［5-6］。空气声主要是由声源透过车身壁板、空隙和缝隙进入车内。结构声是由于车身壁板在路面、发动机、噪声源等激励作用下振动向车内辐射噪声。所以，车内噪声传递是由两个环节组成，即振动激励源-车内辐射源（中间激励）-人耳。那么，按照车内噪声的产生机理，噪声溯源的过程应该反过来，即先找车内辐射源，再到振动源。

车内声场是很复杂的非自由声场［7］，不同位置的噪声之间存在较强的相干性，需要先利用奇异值分解确定车内非相干声源的个数［8］，进而应用偏奇异值分析找出这些非相干声源所处的位置［9］，再进行振动-噪声传递路径的辨识。

本文应用的工况传递路径分析方法（OTPA）是一种有效获得振动传递路径的在线测量方法，相比于传统传递路径分析（TPA），不需要测量激励力和力到响应的传递函数［10-11］。这样既大大简化了试验过程，又减小了由于边界条件发生变化而造成的误差［12］。

1　OTPA方法用于车内噪声源辨识

如图1所示，假设所研究的系统是线性时不变的，系统的输出是由系统的输入沿各自的传递路径传播到输入位置的叠加。

图1　多输入/单输出模型

对照OTPA模型，可将振-声传递模型简化成两级多输入单输出系统。如图2所示，先将车底盘部件振动信号作为系统输入，将车内各块壁板的辐射噪声分别作为输出信号；再将辐射声作为输入，人耳处噪声作为输出信号。当然，溯源的过程正好相反，为目标点—辐射源（中间激励）—激励源。

图2　振-声传递路径模型

1.1相干性分析

相干性分析是分析输出信号的频率与各输入信号特征频率之间的关系，即确定各辐射声源对目标点噪声的影响。对于这样一个多输入单输出系统，主要进行重相干分析，判别输入输出信号的内在关系，确定有无重要辐射源的遗漏。

重相干函数定义为

其中Hi（f）是频响函数，Syi（f）是输入输出信号的互功率谱，Syy（f）是输出信号的自功率谱。通常根据重相干函数是否大于0.9来判断输入信号是否足够表征系统的输入状况［4］。

然而在实际工程应用中，很难保证重相干函数在整个分析频段上都达到0.9以上，同时注意到只有噪声较大的频率才要求重相干函数足够高，所以本文提出参照频谱的概念。

1.2奇异值分析

利用奇异值分解确定独立声源的个数。奇异值矩阵Σ中非零对角元素的个数，即非零奇异值的个数，可以认为与非相干声源的数量相等［8］。对多个噪声源输入通道的频域信号进行奇异值分解［12］

U、V是矩阵X的奇异向量矩阵，均为酉矩阵。

σi代表Sxx的第i个奇异值，且满足σ1≥σ2≥…≥σn≥0。在存在干扰和测试误差的情况下，可根据截断误差确定独立声源的个数p。本文采用奇异值衰减率来确定非零奇异值的个数。从最大的奇异值σ1往下数，直到某个奇异值σp比σ1小20 dB为止，即认为这p个奇异值表征了输入信号的全部独立成分，也就确定了独立声源的个数。

可利用偏奇异值分析来确定独立声源的位置，如果全部输入信号的前几阶奇异值与其中某组输入的奇异值相似，就表明该组输入包括了系统最主要的声源［7-9］。

1.3贡献量分析

将σp后面的奇异值全部置零，处理之后的奇异值矩阵记为，则路径的传递率矩阵为

利用所建立的OTPA模型计算的输出信号为

输入xi对输出y的路径贡献为

对于振动激励源，只需将所测试的振动信号作为系统的输入，某个辐射源作为输出，即可依照上面所述的理论来建立各振动信号到辐射源声信号的传递，进而计算出各条路径的贡献。

2　工程应用

为了辨识主要噪声源，在可能成为主要噪声源的结构表面布置传声器，如图3所示。包括仪表盘上区域、前挡风玻璃、仪表盘下区域、前排车顶、前排地板、前排车窗区域、中排车顶、中排地板、中排车窗区域、后排车顶、后排地板、后排车窗区域、后挡风玻璃，共16个通道。在副驾驶员右耳处放置一个传声器（M17）作为车内噪声的目标点。

图3　车内传声器布置示意图

为了辨识引起车身壁板振动的激励源，按照传递路径结构图，在发动机三个悬置输出侧、传动轴中间支撑、主减速器、后桥、四个悬架下端分别布置三向加速度传感器，在排气管四个吊耳处沿Z向布置单向加速度传感器，这些测点就是OTPA模型中的参考点，所测得的振动既是从激励源到参考点的输出，又可看作从参考点到车内辐射源的输入。试验中所采用的样车，在5档60 km/h匀速行驶工况下车内噪声较为明显，将其作为典型工况进行分析。

2.1车内噪声辐射源的辨识

以M 1—M 16的声信号作为输入，以副驾驶员右耳的声信号（M 17）作为输出。重相干函数如图4所示。可见重相干函数在0～1 000 Hz范围内的绝大多数频率上都在0.9以上，可以断定没有重要路径被遗漏。

图4　噪声信号重相干分析

车内噪声信号奇异值分解的结果如图5所示。按照前面提出的判断标准，确定输入信号含有4个独立成分。

图5　噪声信号奇异值分解

按照偏奇异值分析理论［9］，得到4个最主要的声源，依次是：仪表盘上方（通道2），中排右车窗（通道11）、前排车顶（通道4）、后排地板（通道13）。由这4个声源组成新的多输入单输出系统，奇异值如图6所示。比较图5和图6可知，两图中最大的4个奇异值十分相似，表明选择的4个声源较好地包含了整个系统的输入的重要信息。

根据建立的车内噪声的声学模型，计算的频谱与实际测量的噪声频谱对比如图7所示，预测的总声压级65.8 dB（A），而实际测量得到的总声级为66.4 dB（A），误差0.6 dB（A）。

图6　独立源的奇异值分解

图7　预测噪声与实测噪声

2.2车内振动激励源的辨识

由以上分析可知，仪表盘上方区域为最主要的噪声辐射源。现以车底振动信号为系统输入，仪表盘上方声信号作为输出。考虑到这些振动信号存在较大的相干性，故先对其作奇异值分解。如图8所示，奇异值曲线分为两个层次，较高的一层包含20条曲线。利用偏奇异值分析找出偏奇异值最大的20个通道［9］，以它们为输入，仪表盘上方声信号为输出，进行重相干分析，结果如图9所示。

图8　振动信号奇异值分解

图9　振动信号重相干分析

按照式（3）计算出辐射源的参照频谱如图10所示，可见峰值位置与实测频谱比较吻合，可以断定这些振动信号的输入能够代表系统的输入特性。

图10　辐射源的A声级频谱与参照频谱

对选出的这20个输入信号进行奇异值分解如图11所示，与图8比较可知，两图中较大的奇异值十分相似。按照20 dB的判断标准，认为其中包含了4个独立成分。

图11　振动信号奇异值分解

根据建立的振-声传递路径模型，计算得到的输出噪声频谱与实测频谱如图12所示，可见二者基本吻合，经计算输出总声级为67.7 dB（A），实测总声级为68.2 dB（A），误差0.5 dB（A）。

2.3路径贡献量分析

由图12所示的噪声频谱可见，63 Hz为最主要的峰值频率，故在此频率下按照（7）式计算各条路径的贡献量，结果如图13所示，可见主减速器Z向，中间支撑Y向，右后悬架Z向，3#排气管吊耳Z向这几条路径的贡献最大，应该作为最首要的整改目标。

图12　预测噪声与实测噪声

图13　各传递路径贡献量

将0 Hz～1 000 Hz等分成250个频段，在每个频段上做贡献量计算，得到各条路径的贡献量频谱如图14所示，从中可以快速地找到各个频率下贡献较大的路径。

图14　各传递路径贡献量频谱

3　辨识效果验证

为了验证辨识出的结果是否真实可靠，需要进行验证性试验。考虑到怠速工况结构声主要关注动力总成悬置系统和排气管吊耳的传递［13］，故首先在定置怠速工况下测定车内噪声及参考点振动响应，然后拆开第4个排气管吊耳，即断开一条排气管振动到车身的传递路径，再次测量同样位置的噪声及振动信号。

在不拆除吊耳的工况下，可以利用建立好的OTPA模型计算出各条路径的贡献，并且能预测断开排气管吊耳之后的车内噪声，将这个预测的车内噪声频谱与拆除前后频谱相比较如图15所示，可见预测频谱与实测频谱吻合很好。原噪声总声级为41.2 dB（A），预测拆除后总声级40.5 dB（A），拆除后实测总声级为40.7 dB（A），误差很小，表明之前所建立的声学传递路径模型及预测方法是足够准确的。

图15　车内辐射噪声频谱

4　结语

（1）建立了车内噪声的传递路径模型，利用所提出的参照频谱的概念，可以准确地判断没有重要路径遗漏。

（2）通过对车内噪声信号进行重相干分析和奇异值分解，找到了车内噪声独立的辐射源的个数和位置。并且由模型合成的目标点噪声与实测噪声基本吻合，说明所建立的传递路径模型真实可靠。

（3）通过对各条路径进行贡献量分析，可以快速准确地发现车内噪声主要来自主减速器、传动轴中间支撑以及悬架的振动，而空气路径影响很小。

（4）通过定置怠速工况下拆除排气管吊耳的对比试验，验证了贡献量计算结果的准确性。

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Identification of Vehicle's Interior Noise Sources by Using Operational Transfer PathAnalysis

ZHONGDian1，2，JIANG Wei-kang1，2
（1.Institute of Vibration Shock&Noise，Shanghai Jiaotong University，Shanghai 200240，China；2.State Key Laboratory of Mechanical System and Vibration，Shanghai Jiaotong University，Shanghai 200240，China）

To identify the noise sources and vibration sources quickly without disassembling coupling components，a multi-input/single-output system model is established by using the operational transfer path analysis.Independent sound sources and major vibration sources are identified with the partial singular value analysis.The contribution to interior noise of each structure path is calculated.The synthetic noise at the objective points is compared with the measurement noise.The model is verified by comparing the prediction noise with the real noise after removing some transfer path under idle working condition.This method can be used to analyze the vehicle's interior noise transfer path widely.

acoustics；noise radiation source；operational transfer path analysis（OTPA）；partial singular value analysis

TB53

ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.023

1006-1355（2016）03-0110-05+146

2015-12-08

仲典（1991-），男，吉林长春人，硕士研究生，主要研究方向为汽车NVH。Email：zhongdian_mail@126.com

蒋伟康（1961-），男，博士，教授，博士生导师。Email：wkjiang@sjtu.edu.cn