基于时域传递路径分析与GT-SUIT仿真对进气系统的优化

王若平，余云飞，何 娟，洪 森，赵 稳

（江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏，镇江 212013）

汽车噪声、振动与声振粗糙度（Noise Vibration and Harshness，NVH）性能作为整车研发时一项重要指标，已越来越受到消费者和汽车工程师的重视[1-2]。汽车车内的声品质直接影响到乘客对车听觉舒适性的主观评价。本研究基于试验车车内的主观评价，发现试验车在加速工况下存在轰鸣声，严重影响了车内的听觉舒适性。采用时域TPA的方法，诊断出该轰鸣声是由发动机进气系统引起。通过GT-SUIT搭建进气系统消声器的模型，并进行传递损失的分析，最后通过实车验证，成功消除了车内的轰鸣声，验证了分析方法与消声器设计的有效性，为工程问题的解决提供了经验积累。

1 时域TPA理论基础

时域TPA是一种基于时域输入信号识别工作载荷并合成车内噪声的传递路径分析方法[3-4]，可以对车辆稳态与瞬态工况下车内噪声进行分解量化，找出各条路径的贡献量，找出主贡献量路径，进行修改预测，改善整个车内的声品质。时域TPA系统的输入为各条路径声源处声压信号与主动端激励的加速度信号。传递函数描述的是激励通过传递路径传至车内的路径灵敏度。车内响应点的声压等于各激励源沿不同路径传播到车内矢量的叠加[5]，如式（1）所示。

式中：pdriver为车内响应点声压；pi为第i条空气传递路径声压；Hairi为第i条空气传递路径函数；xj为第j条结构路径激励；Hstrj为第j条结构传递路径函数。

空气传播噪声的测量方法主要通过P/P的方法获得，如图1所示。体积声源模拟辐射噪声声源发声，同时获取体积声源近场与车内响应点的声压信号，二者的声-声频域响应函数为空气路径灵敏度，如式（2）所示。

式中：presponse为车内响应点声压；pi为第i条空气传递路径声压。

图1 进气噪声到车内响应传递函数测试

在时域TPA中，结构传递函数被分解为3个部分，它们分别是隔振率（MT）、表观质量（AM）和结构噪声传递函数（NTF）。

隔振率（MT）表示振动经过隔振元件传递到主动端的能力。MT为隔振元件主动端与被动端加速度在频域上的响应函数。MT值越大，则隔振能力越强。如式（3）所示。

式中：Fbody为试验中车身安装点的加速度信号；abody为隔振元件主动端的加速度。

表观质量（AM）表示安装点的阻抗。AM值越大，则安装点抗外界激励能力越强。如式（4）所示。

式中：Fbody为锤击试验中力锤的力；abody为锤击试验中车身安装点的加速度信号。

结构噪声传递函数通过P/F锤击试验获得，如图2所示。通过锤击安装点，获得安装点的加速度信号以及车内的声音响应。二者的声-振频域响应函数为结构路径灵敏度，如式（5）所示。

式中：presponse为车内响应点声压；Fj为第j条结构传递路径力锤激励力。

图2 右悬置到车内响应传递函数的测试

时域TPA结构传播噪声传递函数如式（6）所示。

式中：Hstruj为结构传播噪声传递函数；aactive为结构噪声激励点加速度。

2 某乘用车车内噪声的优化

某国产乘用车在后期研发整改的过程中，发现在3挡全油门（WOT）工况下，当发动机转速升至3 600～4 000 r/min时，主驾右耳出现轰鸣声，严重影响车内的声品质。根据阶次分析可知，该轰鸣声由四阶引起，如图3所示。根据转速、阶次、频率的关系：

可

FR以EQ推UE出NCYf=⋅～Ord2er66 Hz，采用时域TPA的手段查找问题。

图3 主驾右耳声压级阶次分析

2.1 时域TPA试验测试及拟合结果

试验测点如图4所示，通过整车半消声室转毂试验获得所有试验测点的主被动端的激励信号，通过锤击试验和体积声源获得各条路径的传递函数。借助噪声建模软件PROGNO[I]SE进行拟合，拟合结果如图5～10所示。

图4 试验测点以及拟合路径

图5 主驾右耳合成噪声

图6 主驾右耳合成噪声分解出的空气噪声

图7 主驾右耳合成噪声分解出的结构噪声

通过时域TPA的手段对车内主驾右耳声音进行拟合，由图5可知，拟合结果能很好地反映试验车在WOT工况下出现的轰鸣声（方框中的黄色区域）。将拟合的噪声分解为结构噪声（Structureborne Noise）和空气噪声（Airborne Noise）。由图6可知，空气噪声对主驾右耳轰鸣声贡献量较大。因此，需要对空气噪声进行分解，找出主要贡献量的路径，并进行优化。空气噪声的分解如图8～10所示。

将空气噪声进一步分解，由分解结果可知，进气噪声对车内的轰鸣声贡献量较大，如图10所示。在时域TPA的拟合与逐层分解下，诊断出进气系统噪声为车内主驾右耳的轰鸣声的主要路径。因此，需要对该路径进行优化，消除轰鸣声，改善车内声品质。

图8 空气噪声分解出的发动机噪声和变速器噪声

图9 空气噪声分解出的空滤噪声和排气噪声

图10 空气噪声分解出的进气噪声

2.2 试验车发动机进气系统模型搭建与传递损失分析

在CATIA中建立该样车发动机进气系统的3D模型，导入到GEM3D中，对发动机进气系统进行离散化，模型如图11所示。

传递损失表明声音经过消声元件后能量的衰减，即入射声功率级Lwi和透射声功率级Lwt的差值。传递损失用TL（Transmission Loss)表示。

图11 进气系统几何和离散模型

文中采用GT-SUIT软件对样车进气系统进行传递损失分析，本模型采用固定带宽频谱连续均匀的白噪声，采用四声传声法，通过四个传感器的自功率谱与互功率谱得到声功率差，传递损失模型如图12所示。

图12 进气系统传递损失分析

由试验车发动机进气系统传递损失分析结果（图13）可知，样车的进气系统在240～300 Hz存在明显的消声量不足，所以需要对进气系统添加消声元件，削弱该频段的幅值。

图13 进气系统传递损失分析结果

3 消声元件的设计和改进

传统赫姆霍兹消声器只能消除一个频率及其附近频率的噪声，且一般用来消除低频噪声，具有消除窄频噪声的特点。传统赫姆霍兹消声器的共振频率fr可由式（9）得到。

传统赫姆霍兹消声器并不能满足消除宽频带噪声的需求。因此，需要在传统赫姆霍兹消声器的基础上进行改进[9-10]。本文设计了如下三种消声器，各参数见表1。

表1 消声器设计参数

根据表1的设计参数，通过使用GEM 3D软件建立三种消声器的几何模型，并对其进行离散化，如图14～16所示，导入到GT-SUIT中，进行传递损失分析。

图14 赫姆霍兹消声器几何和离散模型

图15 并联消声器几何和离散模型

图16 耦合消声器几何和离散模型

4 消声器传递损失计算原理与模型的搭建

根据建好的传递损失模型，对三种消声器依次进行仿真，其对比结果如图17所示。

图17 三种消声器传递损失对比

由图17可知，传统赫姆霍兹消声器只有一个共振频率，且消声频带较窄，传递损失峰值为34 dB。两个体积相同的共振腔并联式赫姆霍兹消声器也只有一个共振频率与传统赫姆霍兹消声器一样，但是传递损失在共振频率处存在叠加，传递损失峰值变为54 dB，相比传统消声器，在各频段传递损失都有相应的增加。耦合型消声器存在三处共振频率，传递损失在共振频率处叠加，传递损失峰值变为58 dB，消声频带范围变宽，有效消声范围达到了200～270 Hz，而且传递损失较大。由上述比较可知，在安装体积和安装位置受限制的情况下，耦合型消声器消声性能优于其它两种结构。因此，对样车安装耦合型消声器，进行实车验证。

5 实车验证

经过时域TPA的诊断以及消声器的设计，对设计好的消声元件进行实车检测，检测结果如下。

图18 试验车改进前后主驾右耳声压级比较

对试验车进行改进后，采集车内右耳声压。由图18可知，在3挡加速工况下车内主驾右耳整体声压级降低了1.3 dB，在3 600～4 000 r/min声压级有了明显的降低，并且根据NVH工程师主观评测，该转速范围下车内轰鸣声消失，车内声品质得到明显改善，验证了整改方案的有效性。

6 结论

基于“源-路径-响应点”思想的时域TPA分析与合成技术，在工程问题诊断中具有重要作用，能够协助NVH工程师快速准确地找出影响车内噪声的主要贡献路径。基于传统赫姆霍兹消声器的设计进行优化，耦合型消声器能有效消除宽频噪声，极大地提高了消声器的消声能力，为以后进气系统宽频噪声的解决提供了参考。

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