基于簡化的TPA方法解決車內噪聲問題的分析

岳 葉，曾憲棣YueYe，Zeng Xiandi

基于簡化的TPA方法解決車內噪聲問題的分析

岳 葉1，曾憲棣2YueYe1，Zeng Xiandi2

（1. 北京新能源汽車技術創新中心有限公司 技術策源群，北京 100176；2. 北京寶沃汽車有限公司 工程研究院，北京 102206）

采用MATLAB語言讀取車輛載荷、傳遞函數數據，通過解剖、簡化的TPA（Transfer Path Analysis，傳遞路徑分析）方法，快捷高效地獲得車內總響應和各路徑下的分量響應，并輸出貢獻量圖表，分解載荷與傳遞函數的貢獻。結合整車模態貢獻量分析、面板貢獻量分析及局部結構優化手段，解決了怠速工況噪聲峰值問題，并且通過了多種噪聲振動分析驗證。

TPA；NVH；貢獻量

0 引 言

TPA（Transfer Path Analysis，傳遞路徑分析）是汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動和聲振粗糙度）領域降低振動噪聲不可或缺的技術，將一個復雜系統的振動噪聲問題，簡化成多條路徑的綜合，每條路徑又由單個載荷激勵和對應的傳遞函數組成。汽車是一個復雜系統，有很多個激勵源，經過很多條傳遞路徑最終到達振動噪聲關注點。例如某車輛3個懸置的動力總成對車身有3個激勵源，每個激勵源有3個方向、、，共有9個源，假設響應點為駕駛員右耳（1個方向），則對應9條路徑、9個傳遞函數；假設響應點為轉向盤12點的振動（3個方向），則對應27條路徑、27個傳遞函數。

1 TPA 基本原理

假設一輛汽車受到個激勵力作用，每一激勵力有、、3個方向分量，每一激勵力分量對應個特定的傳遞路徑，那么激勵力分量和對應的某個傳遞路徑產生一個系統響應分量。以車內噪聲聲壓作為系統響應，在線性系統假設基礎上，由結構力輸入產生的聲壓可以表示為

式中，F()為激勵力；H()為傳遞函數；=1，2，3；為路徑個數；為聲壓[1]77。

綜上所述，得到激勵力分量和相應的傳遞函數分量即可以得到總響應。

1.1 載荷的獲取

激勵力即載荷，其獲取有直接測試法和逆矩陣法等，都比較難操作，文中采用復剛度法獲取。實車測試激勵點主被動側的加速度，結合中間彈性元件的動剛度，最終得到激勵力為

式中：為頻率；()_active和()_passive分別為主動側和被動側的加速度；K為激勵點隔振剛度（中間彈性元件剛度）[1]374,[2]。

以整車怠速工況下3個懸置激勵力的獲取為例，采集懸置的主、被動側加速度值，與底盤設計工程師確認懸置的橡膠剛度，通過式（3）獲得懸置力的結果，部分頻率下的部分懸置力見表1。3個懸置的3個方向分量的力作為TPA式（1）中力的數據來源。

表1 怠速工況下3個懸置傳遞到車身的力

1.2 傳遞函數的獲取

一般取激勵點的被動側到車身關鍵點的傳遞函數作為傳遞路徑函數。獲取方法包括力錘敲擊、激振器激勵或有限元模擬。文中采用有限元模擬的方法，結合有限元分析軟件計算得到傳遞函數。

以懸置點到車內傳遞函數為例，在有限元整車模型的懸置點加載1N的集中力，調用Nastran SOL 111卡片，計算獲取激勵點到響應點的傳遞函數信息，并導出到Excel中，作為TPA式（1）中的傳遞函數數據來源。圖1為有限元后處理軟件中傳遞函數的幅值信息。

圖1 3個懸置3個方向到左耳傳遞函數的幅值

2 應用實例

對某SUV整車怠速工況進行分析，后排右側乘客左耳在51 Hz處的噪聲峰值比標桿車高出6 dB(A)，如圖2所示[3]。

本文選取新疆297家A級旅游景區為研究對象，旅游景區數據通過新疆旅游官方網和國家旅游局網站（http：//www.xinjiangtour.gov.cn）獲取 ；利用Google Earth獲取新疆A級景區的準確空間位置，通過地圖數字化得到新疆A級旅游景區空間分布圖（圖1）。

圖2 后排右側乘客左耳噪聲響應

上述分析過程在有限元分析軟件中進行，在整車有限元模型中，約束輪胎接地點，并在3個懸置安裝點處加載表1中載荷力，調用Nastran SOL 111卡片計算得到車內噪聲曲線。

2.1 TPA分析

針對后排右側乘客左耳51 Hz處的噪聲峰值問題，在怠速工況下分析整車模型中懸置安裝點處加載單位載荷，計算出懸置點到后排右側乘客左耳的NTF（Noise Transfer Function，噪聲傳遞函數）曲線，將怠速工況下的懸置載荷力與NTF曲線值以Excel形式代入TPA程序中，運行程序得出路徑貢獻量矢量圖，如圖3所示，其中最長實線箭頭矢量代表總響應，其他9個矢量大小分別代表3個懸置3個方向到后排右側乘客左耳在51Hz處的響應分量。圖3中可以看出虛線箭頭矢量投影到最長實線箭頭（總響應）矢量的值最大，其對應的是右懸置向，即在51 Hz處，右懸置向到后排右側乘客左耳這條路徑的貢獻量最大。

圖4為貢獻量最大的路徑下載荷和傳遞函數的分解，用來判斷噪聲峰值是由載荷源引起還是由傳遞路徑引起。圖4中51 Hz處的力載荷和傳遞函數都有峰值，由于試驗車載荷與標桿車分析時的載荷保持一致，所以只考慮傳遞函數峰值問題。

圖3 路徑貢獻量矢量圖

圖4 右懸置Z向到左耳TPA分析

2.2 模態貢獻量分析

當路徑貢獻量確定后，用模態疊加法對右懸置向到后排右側乘客左耳的NTF曲線的51 Hz峰值做模態貢獻量分析，考察所有計算出來的階次模態引起的響應在總響應中的比重。分析發現，在50.66 Hz貢獻量最大，進一步計算整車模態，其50.66 Hz的模態振型如圖5所示。

圖5 整車50.66 Hz處的模態分布

觀察圖5發現，前保下護板的振動和前大燈安裝板局部振動較大，其次是后側門外板局部振動大，更改這幾個地方的局部結構對51 Hz的峰值優化幾乎沒有影響，但是更改前保的集中質量和前大燈的質量對峰值有優化效果。因為更改方案無法在實車上實現，所以進行面板貢獻量分析，進一步探索峰值優化方案。

2.3 面板貢獻量分析

取可以與車內聲腔耦合的結構面為耦合面，將耦合面細分成8個面板，包括前風擋、頂棚、前側門、后側門、后尾門、前圍板、前地板、后地板。采用模態疊加法計算，并且保證與模態貢獻量計算時的頻率范圍一致。面板貢獻量結果如圖6所示，貢獻量最大的面板是前風擋玻璃[4-5]。

圖6 50.66 Hz處的面板貢獻量結果

檢查整車模型，確認前風擋玻璃上沒有增加內后視鏡質量，故增加1個0.4 kg的質量點，優化效果明顯；另外從模態結果發現，頂棚第1橫梁處的振幅也較大，故去掉頂棚第1橫梁處的一部分粘膠也有明顯的優化效果，優化后可降低 5 dB(A)。圖7為結構優化位置。

圖7 結構優化位置

圖8為優化前、后后排右側乘客左耳噪聲曲線對比圖。

圖8 左耳噪聲優化前、后對比

為驗證MATLAB程序的準確度，將仿真分析軟件的SUV整車路面噪聲分析響應值代入程序中，并與程序中通過載荷與傳遞函數計算所得的響應值進行對比，對比結果如圖9所示。

圖9 兩種方法結果對比

對比結果顯示，有限元分析結果與MATLAB程序中各路徑疊加結果完全一致，在未來的TPA分析中可以采用MATLAB來實現。

3 總 結

TPA分析方法從整車出發，能夠快速識別出引起噪聲問題的主要振動源，將整車降噪目標分解到各個子系統：模態貢獻量和面板貢獻量，并優先指導了模態貢獻量和面板貢獻量的分析方向，使得整車車內噪聲源問題得以快速解決。

采用MATLAB程序進行TPA分析具有以下優點。

（1）實現TPA算法：Nastran SOL 111只能計算.pch類型的傳遞函數，不支持載荷計算，為了保證與Nastran結果數據的一致性，采用MATLAB將Excel中的載荷和Nastran輸出的傳遞函數結合TPA理論算法最終實現TPA分析過程。

（2）節省優化時間：在整個TPA分析程序中，不僅可以輸出TPA（貢獻量圖）結果，也可以輸出總響應。在峰值優化分析中，可以借用優化后的傳遞函數在TPA程序中快速地計算出總響應，進一步對比優化前、后總響應的結果，減少了1次Nastran提交計算的時間（服務器上至少為4 h），節省優化時間。

（3）實現多種載荷工況：TPA方法中的載荷可以擴展到多種載荷分析，例如加速度激勵路噪分析、位移激勵緩沖帶分析等。

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

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2019-08-21

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.06.003

1002-4581（2019）06-0012-04