传递路径分析方法在车内轰鸣声问题中的应用

程　栏，兰靛靛，黄玉辉

(1.厦门理工学院机械与汽车工程学院，福建 厦门 361024；2.厦门理工学院车辆工程国家级实验教学示范中心，福建 厦门 361024)

轰鸣声属于低频噪声，频率通常在25～200 Hz，主要由于外界激励引起的钣金振动与车内声腔模态耦合，使得车内产生很高的压力脉动，严重影响乘员的舒适性。因此，准确识别轰鸣声的贡献源和传递路径对减小车内噪声，提升声品质具有重要意义。

传递路径分析(transfer path analysis，TPA)是汽车NVH研究的重要方法，其中传统TPA是最基础的传递路径分析方法，分析精度较高，常作为其他传递路径分析方法的标杆[1]。龙岩等[2]主要研究了汽车动力总成激励源对车内噪声的贡献，利用单参考TPA方法进行车内噪声识别。严辉等[3]主要研究了路面噪声，利用多参考TPA方法进行了某汽车路面噪声的传递路径分析。目前，TPA方法的研究与其在汽车上的应用日趋广泛，但TPA方法在客车轰鸣声问题的研究较少，本文基于TPA的技术原理对某客车的车内轰鸣声进行研究，结合仿真与试验方法识别出轰鸣声的主要贡献源，并采取相应的优化改进措施达到预期降噪效果[4]。

1　传递路径分析基本原理

根据TPA理论，车内噪声主要由结构声和空气声组成，理论公式[5]如下：

(1)

式(1)中：P为车内噪声总响应；Hi和Hk分别为声振传递函数及声声传递函数；Fi和Qk为结构声载荷及空气声载荷。

由TPA的理论可知，TPA技术的关键在于工作载荷和频响函数的获取。因此，TPA的主要测试工作内容如下：(1)建立实车TPA模型。采集工况响应数据，采集目标工况下各测点的振动噪声数据；(2)获取传递函数。拆卸激励源，测试各测点到目标点的传递函数；(3)获取工况载荷。通过直接测量或者间接测量方法确定各路径测点的实际工况载荷；(4)贡献量分析。基于矢量叠加的原理，计算各路径测点的贡献量，并将合成结果与实测结果进行比较分析。

2　传递路径分析模型的建立

某微型客车匹配四缸发动机，承载式车身，前置后驱，采用四点橡胶悬置。该样车在试制阶段，通过主观评价发现当发动机转速达到2 800 r/min左右时，驾驶室出现明显轰鸣声，且该轰鸣声与路况无关。根据主观评价初步判断轰鸣声主要由动力总成激励引起，选择驾驶员右耳声压作为目标点，建立如下“动力总成-目标点”的车内噪声传递路径分析模型，如图1所示。

图1　车内噪声传递路径分析模型Fig.1　Transfer path analysis model of the interior noise

3　车内噪声测试分析

实车测试在声学转鼓上进行，测试环境为整车半消声室，测试工况以2档缓加速为例，转速范围1 000～5 000 r/min，记录各测点的工况数据。然后将发动机及悬置软垫完全拆除并使之脱离车身，在各个与动力总成有关的激励点被动端布置传感器，同时，为了避免由于矩阵病态引起的计算错误，在每个被动点旁边布置2个参考点，采集各激励点被动侧到各测点的传递函数。本次试验包括15条传递路径，对于响应合成与贡献量分析，均在LMS Test.Lab软件的TPA模块进行[6]。

3.1　车内噪声弱点与阶次分析

如图2所示，以驾驶座噪声作为目标点，记录测试工况下目标点的总声压级和主要阶次切片。通过分析图2可知，2 800 r/min左右驾驶座噪声达到峰值，为62.48dB(A)，结合阶次分析确定发动机2阶激励是主要贡献源。本样车匹配四缸四冲程柴油发动机，其发动机的激励频率为

(2)

式(2)中：N为发动机缸数；n为发动机转速；τ为发动机冲程系数。

对于本样车而言，发动机缸数N=4，冲程系数τ=2，当发动机转速为2 800 r/min时，其2阶激励特征频率为

(3)

3.2　传递路径贡献量分析

根据阶次分析结果，当发动机转速达到2 800 r/min时，2阶激励是主要阶次成分，提取2阶激励信号作为研究对象，图3为2 800 r/min时各传递路径贡献图。由图3可以判定，发动机轰鸣声的主要贡献源来自发动机左后悬置(57.6 dB(A))和右后悬置(55.8 dB(A))。贡献量主要由两个因素造成，传递函数在激励频率处存在较大峰值或者激励力较大。

在图4和图5中，通过分析发现后悬置各被动端测点到驾驶座噪声的传递函数在93 Hz无明显峰值，因此确定驾驶座噪声值过大原因是后悬置激励力较大。

动力总成将动力传递到车架，车架再通过悬置系统将动力传给整备车身，因此动力总成悬置系统的隔振水平直接影响整备车身输入力的大小，其主要由悬置本身的动刚度和悬置支架的动刚度决定[7]。样车动力总成悬置系统的匹配设计阶段，经试验分析确定悬置本身的动刚度水平满足设计要求，初步确定后悬置激励力过大的主要原因是悬置支架动刚度过低，使得发动机的2阶激励引起悬置支架共振，产生低频轰鸣声。

3.3　悬置支架模态分析

对后悬置支架进行约束模态分析以确定是否刚度不足。该样车动力总成采用4点悬置、前高后低的布置方式，悬置支架由高强度钢焊接而成，前后悬左右对称并采用相同形式的支架，前悬左右各约为3.7 kg，后悬左右各约为2.8 kg。在工程应用中，一般将支架的动刚度与橡胶悬置垫刚度比控制在15以上，支架第一阶频率在500 Hz以上[8]。

对于悬置支架，用Hyperworks共划分3 456个壳单元，其中前悬2 126个，后悬1 427个，网格大小10 mm×10 mm，焊接采用节点融合方式模拟，前后悬置的厚度均是6 mm，支架用螺栓固定在车架上，在Nastran中计算其前20阶模态，计算结果如表1所示。由于第8阶模态620.3 Hz大于要求(500 Hz)，因此列出其前8阶模态。

表1　前8阶模态频率和振型描述Table1　Prioreightordersmodalfrequenciesandshapesdescription模态阶数模态频率/Hz阵型描述194．36右后悬支架垂直方向振动294．38左后悬支架垂直方向振动3234．10右后悬支架纵向扭振4234．40左后悬支架纵向扭振5378．20右后悬支架横向扭振6378．30左后悬支架横向扭振7497．30右后悬支架横向振动8620．30右后悬支架复杂振动

由表1可知，前8阶模态均是后悬模态，前7阶出现模态频率小于500 Hz，其中前两阶模态与2 800 r/min时发动机的2阶激励93 Hz接近，两者相差1.4 Hz左右，不满足模态避频的要求。通过以上分析确定，车内轰鸣声的主要原因是后悬置支架与发动机的2阶激励接近，导致支架振动过大，激起附近板件与车内声腔模态耦合，驾驶座出现轰鸣声。

3.4　改进方案

通过模态分析可知，由于悬置支架左右对称所以出现两阶模态几乎相同的现象，结合模态阵型和后悬的结构发现，过长的悬臂梁和狭小的几何结构是模态频率偏低的主要原因。为了避免过长的悬臂梁式结构带来的整体刚度偏低，后悬置决定采用与前悬置近似的结构，即在后悬结构上稍作修改，如图6所示。修改后的后悬置质量为3.3 kg，质量略有增加，发现优化后后悬支架第1阶频率增加至530.5 Hz，远大于2 800 r/min时发动机的2阶激励频率，同时满足了大于500 Hz的设计要求。

对改进方案进行实车验证，采取上述改进措施后， 2 800 r/min时驾驶座噪声声压级达到59.73 dB(A)，相较改进前下降了约2.7 dB(A)，主观评价无明显轰鸣声，提升了乘坐舒适性。试验结果如图7所示。

4　结论

综合运用传递路径分析技术、阶次分析技术和模态分析技术，诊断出引起2 800 r/min某客车车内轰鸣声的原因是发动机的2阶激励与后悬置支架在93 Hz发生共振，从而引起车身壁板振动向车内辐射低频噪声。通过对后悬置支架的优化改进，使后悬支架第1阶模态频率达到530.5 Hz，远高于2 800 r/min时发动机的2阶激励频率，实车验证表明主观感受无明显轰鸣声，车内噪声相较改进前下降了2.7 dB(A)。利用传递路径分析方法准确、快速地解决了客车轰鸣声问题，为该方法在客车上的应用提供了成功案例，具有广泛的实际工程参考价值。

[参考文献]

[1]庞剑.汽车车身噪声与振动控制[M].北京:机械工业出版社,2015:238-239.

[2]龙岩,范让林,史文库,等.提高传递路径分析速度和精度的方法[J].吉林大学学报(工学版),2009,39(1):78-82.

[3]严辉,康润程,陈明,等.多参考TPA在整车路面载荷提取中的运用[J].汽车科技,2013(1):10-14.

[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,2007,27(4):73-77.

[5]杨洋,褚志刚,熊敏.基于阻抗矩阵法的车内共鸣声的传递路径分析[J].振动与冲击，2014,33(18):164-165.

[6]KIM S J,OG K G ,KIM S G,et al.Estimation of interior noise by using hybrid transfer path analysis[J].Noise Control Engineering Journal,2008,56(4):256-268.

[7]张新刚.怠速工况客车振源识别及发动机悬置优化技术研究[D].西安:长安大学,2012.

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