基于時域傳遞路徑分析與GT-SUIT仿真對進氣系統的優化

王若平，余云飛，何 娟，洪 森，趙 穩

（江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇，鎮江 212013）

汽車噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise Vibration and Harshness，NVH）性能作為整車研發時一項重要指標，已越來越受到消費者和汽車工程師的重視[1-2]。汽車車內的聲品質直接影響到乘客對車聽覺舒適性的主觀評價。本研究基于試驗車車內的主觀評價，發現試驗車在加速工況下存在轟鳴聲，嚴重影響了車內的聽覺舒適性。采用時域TPA的方法，診斷出該轟鳴聲是由發動機進氣系統引起。通過GT-SUIT搭建進氣系統消聲器的模型，并進行傳遞損失的分析，最后通過實車驗證，成功消除了車內的轟鳴聲，驗證了分析方法與消聲器設計的有效性，為工程問題的解決提供了經驗積累。

1 時域TPA理論基礎

時域TPA是一種基于時域輸入信號識別工作載荷并合成車內噪聲的傳遞路徑分析方法[3-4]，可以對車輛穩態與瞬態工況下車內噪聲進行分解量化，找出各條路徑的貢獻量，找出主貢獻量路徑，進行修改預測，改善整個車內的聲品質。時域TPA系統的輸入為各條路徑聲源處聲壓信號與主動端激勵的加速度信號。傳遞函數描述的是激勵通過傳遞路徑傳至車內的路徑靈敏度。車內響應點的聲壓等于各激勵源沿不同路徑傳播到車內矢量的疊加[5]，如式（1）所示。

式中：pdriver為車內響應點聲壓；pi為第i條空氣傳遞路徑聲壓；Hairi為第i條空氣傳遞路徑函數；xj為第j條結構路徑激勵；Hstrj為第j條結構傳遞路徑函數。

空氣傳播噪聲的測量方法主要通過P/P的方法獲得，如圖1所示。體積聲源模擬輻射噪聲聲源發聲，同時獲取體積聲源近場與車內響應點的聲壓信號，二者的聲-聲頻域響應函數為空氣路徑靈敏度，如式（2）所示。

式中：presponse為車內響應點聲壓；pi為第i條空氣傳遞路徑聲壓。

圖1 進氣噪聲到車內響應傳遞函數測試

在時域TPA中，結構傳遞函數被分解為3個部分，它們分別是隔振率（MT）、表觀質量（AM）和結構噪聲傳遞函數（NTF）。

隔振率（MT）表示振動經過隔振元件傳遞到主動端的能力。MT為隔振元件主動端與被動端加速度在頻域上的響應函數。MT值越大，則隔振能力越強。如式（3）所示。

式中：Fbody為試驗中車身安裝點的加速度信號；abody為隔振元件主動端的加速度。

表觀質量（AM）表示安裝點的阻抗。AM值越大，則安裝點抗外界激勵能力越強。如式（4）所示。

式中：Fbody為錘擊試驗中力錘的力；abody為錘擊試驗中車身安裝點的加速度信號。

結構噪聲傳遞函數通過P/F錘擊試驗獲得，如圖2所示。通過錘擊安裝點，獲得安裝點的加速度信號以及車內的聲音響應。二者的聲-振頻域響應函數為結構路徑靈敏度，如式（5）所示。

式中：presponse為車內響應點聲壓；Fj為第j條結構傳遞路徑力錘激勵力。

圖2 右懸置到車內響應傳遞函數的測試

時域TPA結構傳播噪聲傳遞函數如式（6）所示。

式中：Hstruj為結構傳播噪聲傳遞函數；aactive為結構噪聲激勵點加速度。

2 某乘用車車內噪聲的優化

某國產乘用車在后期研發整改的過程中，發現在3擋全油門（WOT）工況下，當發動機轉速升至3 600～4 000 r/min時，主駕右耳出現轟鳴聲，嚴重影響車內的聲品質。根據階次分析可知，該轟鳴聲由四階引起，如圖3所示。根據轉速、階次、頻率的關系：

可

FR以EQ推UE出NCYf=?～Ord2er66 Hz，采用時域TPA的手段查找問題。

圖3 主駕右耳聲壓級階次分析

2.1 時域TPA試驗測試及擬合結果

試驗測點如圖4所示，通過整車半消聲室轉轂試驗獲得所有試驗測點的主被動端的激勵信號，通過錘擊試驗和體積聲源獲得各條路徑的傳遞函數。借助噪聲建模軟件PROGNO[I]SE進行擬合，擬合結果如圖5～10所示。

圖4 試驗測點以及擬合路徑

圖5 主駕右耳合成噪聲

圖6 主駕右耳合成噪聲分解出的空氣噪聲

圖7 主駕右耳合成噪聲分解出的結構噪聲

通過時域TPA的手段對車內主駕右耳聲音進行擬合，由圖5可知，擬合結果能很好地反映試驗車在WOT工況下出現的轟鳴聲（方框中的黃色區域）。將擬合的噪聲分解為結構噪聲（Structureborne Noise）和空氣噪聲（Airborne Noise）。由圖6可知，空氣噪聲對主駕右耳轟鳴聲貢獻量較大。因此，需要對空氣噪聲進行分解，找出主要貢獻量的路徑，并進行優化。空氣噪聲的分解如圖8～10所示。

將空氣噪聲進一步分解，由分解結果可知，進氣噪聲對車內的轟鳴聲貢獻量較大，如圖10所示。在時域TPA的擬合與逐層分解下，診斷出進氣系統噪聲為車內主駕右耳的轟鳴聲的主要路徑。因此，需要對該路徑進行優化，消除轟鳴聲，改善車內聲品質。

圖8 空氣噪聲分解出的發動機噪聲和變速器噪聲

圖9 空氣噪聲分解出的空濾噪聲和排氣噪聲

圖10 空氣噪聲分解出的進氣噪聲

2.2 試驗車發動機進氣系統模型搭建與傳遞損失分析

在CATIA中建立該樣車發動機進氣系統的3D模型，導入到GEM3D中，對發動機進氣系統進行離散化，模型如圖11所示。

傳遞損失表明聲音經過消聲元件后能量的衰減，即入射聲功率級Lwi和透射聲功率級Lwt的差值。傳遞損失用TL（Transmission Loss)表示。

圖11 進氣系統幾何和離散模型

文中采用GT-SUIT軟件對樣車進氣系統進行傳遞損失分析，本模型采用固定帶寬頻譜連續均勻的白噪聲，采用四聲傳聲法，通過四個傳感器的自功率譜與互功率譜得到聲功率差，傳遞損失模型如圖12所示。

圖12 進氣系統傳遞損失分析

由試驗車發動機進氣系統傳遞損失分析結果（圖13）可知，樣車的進氣系統在240～300 Hz存在明顯的消聲量不足，所以需要對進氣系統添加消聲元件，削弱該頻段的幅值。

圖13 進氣系統傳遞損失分析結果

3 消聲元件的設計和改進

傳統赫姆霍茲消聲器只能消除一個頻率及其附近頻率的噪聲，且一般用來消除低頻噪聲，具有消除窄頻噪聲的特點。傳統赫姆霍茲消聲器的共振頻率fr可由式（9）得到。

傳統赫姆霍茲消聲器并不能滿足消除寬頻帶噪聲的需求。因此，需要在傳統赫姆霍茲消聲器的基礎上進行改進[9-10]。本文設計了如下三種消聲器，各參數見表1。

表1 消聲器設計參數

根據表1的設計參數，通過使用GEM 3D軟件建立三種消聲器的幾何模型，并對其進行離散化，如圖14～16所示，導入到GT-SUIT中，進行傳遞損失分析。

圖14 赫姆霍茲消聲器幾何和離散模型

圖15 并聯消聲器幾何和離散模型

圖16 耦合消聲器幾何和離散模型

4 消聲器傳遞損失計算原理與模型的搭建

根據建好的傳遞損失模型，對三種消聲器依次進行仿真，其對比結果如圖17所示。

圖17 三種消聲器傳遞損失對比

由圖17可知，傳統赫姆霍茲消聲器只有一個共振頻率，且消聲頻帶較窄，傳遞損失峰值為34 dB。兩個體積相同的共振腔并聯式赫姆霍茲消聲器也只有一個共振頻率與傳統赫姆霍茲消聲器一樣，但是傳遞損失在共振頻率處存在疊加，傳遞損失峰值變為54 dB，相比傳統消聲器，在各頻段傳遞損失都有相應的增加。耦合型消聲器存在三處共振頻率，傳遞損失在共振頻率處疊加，傳遞損失峰值變為58 dB，消聲頻帶范圍變寬，有效消聲范圍達到了200～270 Hz，而且傳遞損失較大。由上述比較可知，在安裝體積和安裝位置受限制的情況下，耦合型消聲器消聲性能優于其它兩種結構。因此，對樣車安裝耦合型消聲器，進行實車驗證。

5 實車驗證

經過時域TPA的診斷以及消聲器的設計，對設計好的消聲元件進行實車檢測，檢測結果如下。

圖18 試驗車改進前后主駕右耳聲壓級比較

對試驗車進行改進后，采集車內右耳聲壓。由圖18可知，在3擋加速工況下車內主駕右耳整體聲壓級降低了1.3 dB，在3 600～4 000 r/min聲壓級有了明顯的降低，并且根據NVH工程師主觀評測，該轉速范圍下車內轟鳴聲消失，車內聲品質得到明顯改善，驗證了整改方案的有效性。

6 結論

基于“源-路徑-響應點”思想的時域TPA分析與合成技術，在工程問題診斷中具有重要作用，能夠協助NVH工程師快速準確地找出影響車內噪聲的主要貢獻路徑。基于傳統赫姆霍茲消聲器的設計進行優化，耦合型消聲器能有效消除寬頻噪聲，極大地提高了消聲器的消聲能力，為以后進氣系統寬頻噪聲的解決提供了參考。

[1] 龐劍，諶剛，何華.汽車振動與噪聲[M].北京：北京理工大學出版社，2006.PANG Jian，CHEN Gang，HE Hua. Vehicle Vibration and Noise [M]. Beijing：Beijing Institute of Technology Press，2006.(in Chinese)

[2] 何琳，朱海潮，秋小軍，等.聲學理論與工程應用[M].北京：科學出版社，2006.HE Lin，ZHU Haichao，QIU Xiaojun，et al. Acoustics Theory and Engineering Application[M]. Beijing：Science Press，2006.(in Chinese)

[3] HASHIOKA M，KIDO I. An Application Technique of Transfer Path Analysis for Automotive Body Vibration[C]//SAE Technical Papers，2007-01-2334，2007.

[4] SHIZAKI H，GELUKT，DAENEN F. Time-domain Transfer Path Analysis for Transient Phenomena Applied to Tip-in/Tip-out(Shork & Jerk) [C]//SAE Technical Papers，2012-01-1545，2012.

[5] LMS. LMS Test. Lab Transfer Path Analysis [Z].Leuven：LMS International，2013.

[6] 阮登方.共振式進氣消聲器設計理論及其應用研究[D].重慶：重慶大學，2005.RUAN Dengfang. Study on Design Theory and Application of Resonant Intake Muf fl e [D]. Chongqing：Chongqing University，2005.(in Chinese)

[7] 邵恩波，程漢華.發動機進氣噪聲產生的機理以及控制[J].小型內燃機，1994，23(4)：44-47.SHAO Enbo，CHENG Hanhua.Generation Mechanism and Control of Engine Intake Noise [J]. Small Internal Combustion Engine，1994，23(4)：44-47.(in Chinese)

[8] 賈維新，郝志勇.空濾器聲學性能預測以及低頻噪聲控制的研究[J].內燃機工程，2006，27(5)：67-70.JIA Weixin，HAO Zhiyong. Prediction of Air Cleaners and the Study of Noise Control at Low Frequency [J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2006，27(5)：67-70.(in Chinese)

[9] LU M H，JEN M U. Intake/Exhaust Noise Reduction with Rig Test Optimization-case Studies[C]// SAE Technical Papers，1999-01-1660，1999.

[10] BIERMAYER W，BRANDL F. Vehicle Sound Engineering by Modifying Intake/Exhaust Ori fi ce Noise Using Simulation Software[C]//SAE Technical Papers，2003-01-1686，2003.