怠速工況下車內結構噪聲傳遞路徑分析與控制研究

徐爽 周鋐 王二兵

（同濟大學新能源汽車工程中心）

怠速工況下車內結構噪聲傳遞路徑分析與控制研究

徐爽 周鋐 王二兵

（同濟大學新能源汽車工程中心）

以控制怠速工況下車內結構噪聲為研究目標，采用子結構模態綜合法和邊界元法建立基于試驗仿真數據的傳遞路徑分析模型，分析怠速工況下駕駛員右耳位置20～100Hz頻率范圍內各路徑的激勵力及聲學靈敏度，計算各路徑結構噪聲貢獻情況。通過對發動機右懸置車身側支架進行結構改進、提高其1階固有頻率，使怠速工況下目標響應點主要峰值頻率最大降幅為3.72dB，整體噪聲水平下降2.50dB。

1 前言

車內振動噪聲是由多個激勵經過多條不同的傳遞路徑到達目標點疊加而成。傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）是有效診斷和優化振動噪聲的方法，可通過試驗方法建立振動源或聲源—傳遞路徑—響應點模型，計算各條路徑所傳遞能量在整個問題中所占的比例，找出對噪聲和振動起主導作用的路徑，進而控制和改進這些路徑以使噪聲和振動控制在預定的目標值內[1]。在此基礎上，本文提出一種基于試驗仿真混合模型的傳遞路徑分析方法，綜合結構動力學模型和車內空腔聲學邊界元模型，建立整車聲固耦合模型，利用此模型對各條結構途徑進行貢獻量分析，進而有針對性地對整車聲振特性進行優化設計。

2 噪聲傳遞路徑基本理論

2.1 傳遞路徑分析

汽車內部噪聲主要有結構路徑傳遞噪聲和空氣路徑傳播噪聲兩種。在結構傳遞噪聲情況下，激勵源和目標點分別屬于兩個不同的系統，激勵源一側的結構稱為主動方，目標點一側的結構稱為受動方，一般兩者在耦合點處（分界處）通過某種耦合元件連接起來，具體可表現為發動機、底盤部件在車身上的支撐、鉸鏈及橡膠軸套等[2]。對于車內目標點的結構噪聲，受動方在耦合點處的每一個自由度到目標點均形成一條傳遞路徑。通常只考慮x，y，z 3個平動自由度而忽略3個旋轉自由度。

假設一輛汽車在M個耦合點處受激勵力作用，每一個耦合點處均考慮x，y，z 3個自由度，則共有N=3M條路徑。對于某單一激勵源，若已知某一傳遞路徑i上的聲傳遞函數（頻響函數）和耦合激勵力，則該路徑對目標點噪聲的貢獻量可表示為:

式中，Hi（ω）是聲傳遞函數；Fi（ω）是激勵力的頻譜。

在線性系統的假設基礎上，總響應可認為是各傳遞路徑貢獻量的線性疊加:

在式（1）中，激勵力若直接作用在車身上，所對應的傳遞函數即是車身傳遞函數。本文分析路徑貢獻時，激勵力是由逆矩陣法得到的直接作用在車身上的力載荷，而各激勵力到目標點的傳遞函數基于整車的聲固耦合模型計算得到。通過式（1）和式（2）即可計算各路徑對車內聲壓總響應的貢獻情況。2.2子結構模態綜合

子結構模態綜合技術首先分析每個子結構的動力特性，并保留主要的模態信息，然后根據各子結構間的連接特性，將其綜合成整體結構的動力特性[3，4]。即用分析較少自由度的整體結構，使大型復雜結構整體動力特性問題得以解決，同時保證了足夠的精度。

子結構模態綜合法的基本步驟如下:

首先根據關心的問題規模選擇適當的邊界將整個系統或結構分割成若干子結構，外部自由度應包含邊界點、內部受載點和相應點的信息。

然后建立子結構模型，求解各子結構動態特性，由第一次坐標變換實現坐標或模態的縮減:

式中，X表示子結構的物理坐標；H表示假設的模態矩陣；M代表部件的模態坐標。

要求模態數目保證模態截斷后動態響應計算的正確性，模態頻率值應高于所關心的動態響應最高頻率的1～2倍。

再根據力平衡條件和界面位移連續條件建立降階的總體結構運動方程，求解系統方程，實現M和系統廣義坐標P的轉換:

最后進行子結構的再現，恢復各子結構內部自由度。從坐標P，通過兩次坐標變換，求得物理坐標X的解，進而獲取實際結構的動態響應，如主振型等。

3 怠速工況車內噪聲水平測試

怠速工況下，忽略風阻后，車內噪聲源激勵主要體現為發動機及進排氣系統:發動機振動通過懸置傳遞到車身引起的車內噪聲、發動機表面輻射到車內的噪聲；排氣系統通過結構路徑傳遞振動引起的車內噪聲、排氣氣流及排氣管表面輻射到車內的噪聲；進氣系統薄板結構機械振動輻射出的噪聲和周期性進氣壓力脈動引起的噪聲。

本文以某微型車為研究對象，對其進行噪聲水平測試。試驗在半消聲室進行，目標車輛以怠速工況穩定運轉（發動機轉速約806 r/min），在20～100 Hz范圍內對駕駛員右耳位置噪聲信號進行測試并記錄。對噪聲信號進行A計權處理，測試結果如圖1所示。從圖1中可以看出，車內噪聲的峰值頻率主要分布在27 Hz、54 Hz、81 Hz附近，與四缸發動機怠速工況下的2階、4階、8階頻率相對應，因而可以初步確定主要噪聲源為發動機振動傳遞到車內引起的噪聲，即結構傳遞噪聲。找出主要激勵源的主要傳遞路徑并對其進行優化處理，便可對車內目標點噪聲水平進行有效控制。

4 整車聲固耦合模型的建立

建立試驗仿真混合模型分為兩個步驟:第一步建立基于試驗仿真的結構動力學模型，為車內空腔聲學響應與噪聲傳遞路徑的分析提供邊界條件，即車身板件的振動響應；第二步建立車身空腔聲學邊界元模型，結合第一步的結構動力學模型建立整車聲固耦合模型，以此來對車內目標點噪聲傳遞路徑進行分析。

4.1 整車結構動力學模型建立

采用子結構模態綜合法建立整車結構動力學模型。子結構模態法要求將整車結構劃分為若干子結構，對子結構進行試驗模態分析或有限元模態分析，獲取其特性參數并建立結構模型，選擇合適的連接方式將子結構連接成一個整體結構進行研究，可以將整車自由度有效縮小[5]，便于分析。

首先根據研究對象的實際結構，將車身合理劃分成8個車窗、后蓋、4個車門以及白車身等子結構。在此次模態綜合中，后蓋、車門以及白車身通過試驗方法獲得模態信息；車窗通過有限元仿真方法獲得模態信息；而發動機、前橋、后橋、輪胎等其他部件的影響，體現在實車工況作用在車身的激勵載荷中。

選擇動剛度作為車門與車身以及車門與車窗之間的連接方式，以試驗方法獲取各關鍵點的動剛度。動剛度試驗系統主要由PCB公司的ICP型加速度傳感器和力錘、LMS公司的SCADAS316數據采集系統及LMS Test Lab數據記錄分析系統組成。測量連接點動剛度時，連接點的一端通過力錘激勵，響應點布置在連接點的另一端，采集激勵點的力信號和響應點的加速度信號，得到系統的傳遞函數，動剛度是傳遞函數的倒數，數據處理系統通過對加速度信號積分得到位移信號，將動剛度最終以力/位移的形式輸出。

結構相近或相同時其動剛度參數也非常接近，如左、右兩側中門結構完全一致，則一側中門連接點的動剛度數據就可以應用于對應側連接點，可減少試驗工作強度和數據量。得到相應的動剛度文件后，結合前面所獲取各子結構模態文件，便可進行各子結構模態綜合。所建立的結構動力學模型如圖2所示。

怠速工況時，車內激勵主要分布于發動機懸置和排氣管吊耳位置。為了驗證模型的正確性，先通過逆矩陣法獲得實車工況下作用在車身被動側的激勵力，將其施加于所建立的結構動力學模型，得到基于模態強迫響應的車身板件振動加速度；同時，在車內后排地板上布置了加速度傳感器進行實車測試，將仿真值與試驗值對比（圖3）可以看出，二者振動水平大體相同，峰值頻率比較吻合，驗證了所建立模型的可靠性，可以用來進行下一步聲振耦合模型的創建。

4.2 整車聲固耦合模型建立

聲學模型采用邊界元方法建立。車室是由車身、車門和車窗包圍的封閉空間，在已建立的車身結構模型基礎上，利用LMS Virtual.Lab軟件得到一個封閉的有限元車腔模型，進一步用Hypermesh軟件處理得到車腔邊界元模型。對邊界元模型來說通常應當滿足在最小波長內有6個單元，即最大單元的邊長要小于計算頻率最短波長的1/6[6]。同時考慮座椅在空腔中的影響，使用Hypermsh建立座椅簡化模型，并對座椅模型劃分網格，座椅網格主要由QUAD4組成，最大尺寸為80mm。

通過模態綜合建立的結構動力學模型可以求解結構振動速度，此時振動速度在結構網格上并不在聲學網格上，通過數據映射轉移計算將結構網格上振動速度轉移到邊界元網格上，才能夠計算車身振動引起的車內聲場問題[7]。具體為首先將整車結構動力學模型的模態結果通過映射關系，映射到中間簡化結構模型上；其次建立簡化結構模型與車室整體聲學邊界元模型之間的映射關系，最終建立整車聲固耦合模型，如圖4所示。

5 整車噪聲傳遞路徑分析

實踐表明，怠速工況下車內低頻噪聲主要由結構傳遞這一途徑造成，而在較高的頻帶內則以空氣傳播為主。由于本文分析頻段為20～100 Hz的低頻噪聲，結合前述實車噪聲水平測試結果，同時考慮排氣管振動的影響，分析路徑貢獻時主要考慮的傳遞路徑有:3個發動機懸置考慮了x、y、z 3個方向，4個排氣吊耳只考慮了z方向，共計有7個輸入點、13條傳遞路徑，如圖5所示。

以車內駕駛員右耳為目標點，分析了20～100 Hz頻率范圍內結構聲的貢獻情況。在各激勵點施加單位力輸入，通過聲固耦合模型計算，即可得到各激勵力到目標點的傳遞函數，結合通過逆矩陣法得到的激勵力載荷，便可計算各條結構途徑對車內目標位置噪聲的貢獻大小。為驗證該模型用于傳遞路徑分析的準確性，將上述所有路徑總貢獻量的合成值與試驗值進行對比，如圖6所示。可以看出，合成的目標位置噪聲響應與試驗值頻域變化趨勢大致相同，主要峰值都能一一對應，且在分析頻域內擬合值整體上略小于試驗值，這主要是由于忽略了發動機表面輻射、排氣噪聲輻射及進氣噪聲輻射等因素的影響。在怠速工況下，這些因素對車內20～100Hz低頻噪聲影響較小，且由結構路徑合成的結果基本能夠再現該頻段內的車內噪聲水平，因而所建立的聲固耦合模型較為可靠，用于傳遞路徑分析具有一定的準確性。

路徑貢獻的正負取決于各路徑貢獻分量與總體目標之間的相位差，圖7為分析得到的13條路徑貢獻云圖。

從圖7中可知，右懸置x方向、右懸置z方向和排氣吊耳3、4路徑對整體噪聲水平貢獻較大，與怠速工況發動機2階頻率對應的27 Hz尤為明顯；左懸置x方向和后懸置x方向這兩條路徑的貢獻在整個頻帶內都較小。由此證明，在20～100 Hz頻帶范圍內，車內噪聲能量主要由發動機右懸置x方向和z方向貢獻。

圖8顯示了怠速工況下27 Hz、54 Hz及81 Hz 3個主要峰值頻率的貢獻情況。可以看出，在20～100 Hz內的主要峰值頻率下，主要噪聲貢獻路徑為發動機右懸置x方向和z方向。

根據結構聲傳遞路徑分析的基本理論，激勵力和聲學靈敏度兩者中任何一個過高均可能引起較大的貢獻[8]。圖9和圖10為主要貢獻路徑激勵力、靈敏度隨頻譜變化趨勢，其中，激勵力和靈敏度都取對數表示。由圖可知，在20～100 Hz頻段中右懸置3個方向的激勵力都比較大，其次左懸置y方向的激勵力也比較大，第3個和第4個吊耳的激勵力比較大；比較各懸置和吊耳的傳遞函數，各條發動機懸置和排氣管吊耳路徑的聲學靈敏度處于同一數量級，并且在分析頻帶范圍內，各懸置z方向傳遞函數稍大于其他兩個方向。

綜上所述，發動機右懸置x方向和z方向貢獻量突出的主要原因是其傳遞到車身的激勵力載荷過大，從而輻射出較大的車內噪聲。在懸置隔振率等參數滿足一定要求后，傳遞到車身的力載荷主要與發動機懸置處相關支架有關，因而需要對發動機右懸置支架進行結構改進。

6 結構改進

由于發動機側支架與發動機和橡膠懸置集成在一起，單獨分析比較困難，因此本文分析重點為右懸置車身側的支架。通常遵循兩個標準，一個是支架剛度應是懸置元件剛度的6～10倍甚至以上，另一個是支架的第1階固有頻率須大于500 Hz。采用試驗模態方法來識別支架的第1階固有頻率以評價其剛度是否滿足要求，發現其1階模態頻率在200 Hz左右，明顯小于500 Hz，說明該支架剛度不足。對支架進行剛度加強（圖11）可知，改進后支架第1階模態頻率為515.151 Hz，滿足剛度要求。

怠速工況下，對支架改進后的樣車重新進行噪聲振動測試，將駕駛員右耳噪聲信號經分析處理后與支架改進前的車內噪聲進行了對比，結果如圖12所示。可以看出，在20～100 Hz頻率范圍內，發動機右懸置支架改進后車內噪聲得到改善:在27 Hz附近有很大改善，聲壓峰值從40.57 dB（A）降低到36.85 dB（A）；在54Hz附近，聲壓峰值從41.92dB（A）降到38.76dB（A）；整個20～100Hz頻率范圍內的聲壓水平從45.96 dB（A）降到43.46 dB（A）。

7 結束語

a.在處理整車結構動力學問題時，子結構模態綜合法可以有效降低結構自由度、處理結構低頻問題。

b.通過對發動機懸置車身側支架的結構優化可以有效降低目標點的噪聲水平。經實車驗證，發動機怠速工況下，駕駛員右耳聲壓在27 Hz、54 Hz峰值頻率處有了明顯降低。同時，分析中發現，排氣管吊耳z方向在27 Hz和54 Hz對車內噪聲貢獻量也很大，有待進一步研究。

1龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動——理論與應用.北京:北京理工大學出版社，2006.

2趙彤航.基于傳遞路徑分析的汽車車內噪聲識別與控制:［學位論文］.長春:吉林大學，2008.

3丁平，顧彥.子結構模態綜合在汽車振動噪聲分析的應用.上海汽車，2007，11.

4殷學綱，陳淮.結構振動分析的子結構方法.北京:中國鐵道大學出版社，1991.

5B.Biondi，G.Muscolino.Component-mode synthesis methodforcoupledcontinuousandFEdiscretized substructures.Engineering Structures，2003，25（4）:419～433.

6靳曉雄，張立軍.汽車噪聲的預測與控制.上海:同濟大學出版社，2004.

7李增剛，詹福良.聲學仿真計算高級應用實例.北京:國防工業出版社，2010.

8慕樂，周鋐.基于傳遞路徑分析的怠速工況下轉向盤振動路徑識別及改進.汽車技術，2011（4）:15～17.

（責任編輯簾青）

修改稿收到日期為2014年10月1日。

Study on Transfer Path Analysis and Control of Automotive Interior Structure-Borne Noise in Idle Condition

Xu Shuang，Zhou Hong，Wang Erbing
（Clear Energy Automobile Engineering Center，Tongji University）

In order to control the interior structure-borne noise in idle condition，we establish the transfer path analysis model based on test and simulation data using substructure modal synthesis technology and boundary element method，analyze the structure-borne noise contribution to the driver-right-ear position in the range 20～100Hz in idling condition considering the excitation force of each path and the acoustic sensitivity.Through optimizing the structure of vehicle body side bracket in the right engine mounting position，the bracket's first-order natural frequency is improved，and the main peak frequency of target response in idling condition is decreased by 3.72 dB，and the overall noise level decreased by 2.50 dB.

structure-borne noise，Transfer path analysis，Test-simulation hybrid model，Modal synthesis of substructure

結構噪聲傳遞路徑分析試驗仿真混合模型子結構模態綜合

U461.4

A

1000-3703（2014）12-0022-06