基于傳遞路徑分析法的車內噪聲優化

趙慶榮 王思明

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發分公司）

汽車噪聲、振動及乘坐舒適性，即NVH（Noise，Vibration&Harshness）問題，是衡量汽車好壞的一項非常重要的指標，隨著顧客對汽車的舒適性要求越來越高，每個國家對噪聲污染的控制越來越嚴，NVH 問題受到了整車制造企業和零部件企業的普遍關注[1-2]。車內振動噪聲往往是由多個激勵經過多條傳遞路徑到達目標點疊加而成的，如果能準確地判斷出各主要激勵源和傳遞路徑的貢獻量，并對貢獻量大的激勵源和傳遞路徑作相應的優化改進，則NVH 改進的工作效率能得到大大的提高[3]。這種識別方法即為傳遞路徑分析法TPA（Transfer Path Analysis），目前在國內外得到了廣泛的研究與應用[4-6]。

1 傳遞路徑分析法基本原理

假設所研究的系統是線性時不變的，傳遞路徑分析將系統分為3 部分：激勵源、傳遞路徑和響應點。傳遞路徑分析模型，如圖1 所示。車內目標點的聲壓或振動水平等于各激勵源以工作載荷激勵時，沿不同路徑傳遞到車內的能量疊加[7]。

圖1 傳遞路徑分析模型

車內噪聲總體上可以分為結構噪聲和空氣噪聲2 種。二者的區別是傳遞路徑不同，結構聲是外界激勵源直接激勵或傳遞到車身，引起車體及壁板件振動，并與車內聲腔耦合而產生的車內噪聲，主要通過車身結構的模態匹配進行控制。空氣聲是輪胎、路面、進排氣、發動機本體等噪聲源通過空氣傳播路徑傳遞到車內引起的噪聲，主要通過聲學包技術來控制。傳遞路徑分析認為，目標點響應為所有結構路徑及空氣路徑的貢獻量之和[8]，即：

式中：yk（ω）——目標點k的響應，Pa；

CSi（ω）——第i個結構路徑的貢獻量，Pa；

CAj（ω）——第j個空氣路徑的貢獻量，Pa；

n——結構路徑的個數；

p——空氣路徑的個數。

結構路徑的貢獻量為激勵源與結構路徑傳遞函數

的乘積，空氣路徑的貢獻量為激勵源與空氣路徑傳遞

函數的乘積，即：

式中：Fi——第i個振源的激勵載荷，N；

Qi——第j個聲源的聲學載荷，m3/s2；

Hki（ω）——振源i到目標點的傳遞函數，Pa/N；

Hkj（ω）——聲源i到目標點的傳遞函數，Pa/（m3/s2）。

將式（2）和式（3）代入式（1）中，得：

由式（4）可知，傳遞路徑分析的主要工作包括[9]：1）路徑頻響函數的獲取。對于結構聲，測量耦合點處每個自由度到響應位置的頻響函數；對于空氣聲，測量目標點到聲源的頻響函數。2）工作載荷的獲取。對于結構聲，工作載荷是各耦合點處每個自由度上的工作力輸入；對于空氣聲，工作載荷是聲源的體積速度/加速度。

傳遞函數是在初始條件為0 的條件下，輸出的拉普拉斯變換除以輸入的拉普拉斯變換，傳遞函數是系統的固有屬性，只與結構的本身屬性有關，與輸入特性無關。較常用的是通過互易性原理測得傳遞函數。

對于結構力識別，主要包括直接法、復剛度法、驅動點傳遞函數法和逆矩陣法。對于聲學載荷識別，主要有聲波輻射面逐點采集法、逆矩陣法、聲強推導法及單一源求逆法。

傳統TPA 需要較多的參考點，測量任務量過大，費時費力。工作TPA，即OTPA（工況傳遞路徑分析法），避免了傳遞函數測試但不能保證分析結果的精度，所以目前廣泛應用的是結合以上2 種方法的優點，在損失一定精度的基礎上，降低工作負荷，提高工作效率的方法，即OPAX 法（擴展工況傳遞路徑分析法）。

OPAX 法的核心是參數化載荷模型，是基于已知的激勵源輸入及載荷模型參數，即可描述激勵源載荷，這種載荷描述方式的優點在于所有參數是獨立的、不耦合的，極大地降低了問題的復雜性，激勵載荷與聲學激勵載荷描述為：

式中：pj（ω）——第j個激勵源響應的聲壓，Pa；

aai（ω）——懸置第i個路徑主動端的加速度，m/s2；

api（ω）——懸置第i個路徑被動端的加速度，m/s2；

p——需要識別的參數，它根據載荷類型及載荷建模方式不同而不同。

將式（5）代入式（4），可得：

求解方程，即可以識別載荷模型參數，獲得振源與聲源的載荷，識別的激勵源載荷乘以相應的路徑傳遞函數即為路徑貢獻量，通過路徑貢獻量分析可以確定主要貢獻路徑，為車輛的NVH 問題解決提供參考。

2 應用實例

2.1 問題描述及分析

文章主要研究的是某款乘用車2 擋全油門加速工況車內噪聲大，且存在轟鳴聲的問題，具體測試結果，如圖2 所示。從圖2 中可以看出，車內司機右耳處存在220～280 Hz 的共振噪聲，對其進行平均頻譜分析，結果如圖3 所示，可見噪聲能量主要集中在250 Hz 左右。對該車進行傳遞路徑分析，考慮到全油門加速工況下發動機噪聲為車內噪聲的主要來源，包括結構傳遞噪聲和空氣傳遞噪聲，其中結構傳遞噪聲包括發動機右懸置傳遞路徑和變速箱左懸置、后懸置傳遞路徑，每條路徑測試3 個方向的加速度值，空氣傳遞噪聲包括動力總成的6 個表面噪聲，其中底面又分為發動機底面和變速箱底面。故文章共分析16 條傳遞路徑，使用的設備是LMS SCADAS Mobile 數據采集系統，LMS Test.Lab12A 軟件，具體試驗分為以下2 步。

第一步：工況數據測試。工況數據是指整車實際工作狀態下所有激勵源的輸入、目標點和參考點的響應。文章中測試工況為2 擋全油門加速，測點為車內司機右耳處噪聲，3 個懸置主被動端各3 個方向的加速度，動力總成外表面的7 處噪聲，此外還需選取副駕駛右耳和后排中間位置作為參考點。

第二步：頻響函數測試。文章中采用互易法，在車內司機右耳處放置體積聲源，主要關心的頻率在250 Hz左右，所以應選取低頻體積聲源，測試頻率范圍在20～800 Hz，測試16 條路徑處的響應值，即可獲得頻響函數。重復以上操作，測試參考點到路徑的頻響函數。

利用OPAX 法進行傳遞路徑分析，可以得到各條路徑對目標點的貢獻量，具體結果如圖4 所示，因為共振能量主要集中在250 Hz 左右，將光標固定在該頻率附近，可以得出在該頻率附近對車內噪聲影響較大的路徑依次是左懸置Y向、左懸置Z向、右懸置Y向、發動機左面等。

圖2 2 擋全油門加速工況司機右耳噪聲頻譜

圖3 2 擋急加速司機右耳噪聲平均頻譜圖

圖4 OPAX 分析的各路徑貢獻量

2.2 懸置支架優化

通過以上傳遞路徑分析結果可知，對于250 Hz 左右共振噪聲影響較大的路徑為動力總成左右懸置，進一步檢查左右懸置的工況數據，如圖5 所示，可以看出，左懸置的3 個方向，以及右懸置的Y向均存在250 Hz 左右的共振帶。

圖5 2 擋急加速左右懸置車身側振動圖譜

鑒于以上測試結果，對左右懸置進行優化，采取措施為提高懸置支架固有頻率，消除或減弱250 Hz 左右的共振，具體優化方案，如圖6 和圖7 所示。優化前后車內噪聲變化情況的試驗對比結果，如圖8 所示，可見懸置支架優化后，車內250 Hz 左右共振帶明顯減弱，對比優化前后的總聲壓級（OA 值），結果如圖9 所示，聲壓級平均降低2 dB（A）。通過主觀評價進一步驗證了車內噪聲明顯降低，轟鳴聲消失。

圖6 左懸置優化方案

圖7 右懸置優化方案

圖8 2 擋全油門加速工況司機右耳噪聲頻譜對比

圖9 2 擋全油門加速工況司機右耳聲壓級對比

鑒于動力總成噪聲對車內噪聲也有較大影響，檢查動力總成表面到車內司機右耳的頻響函數FRF，具體結果如圖10 所示。一般要求頻響函數應控制在55 dB以下，本例中大部分頻響函數不滿足要求，可以進一步優化，以降低車內噪聲，可采取的方案有：加厚前圍隔熱墊、增加前圍金屬鈑金件厚度、改善過孔密封情況等。此問題超出文章的研究范圍，將不做深入研究。

圖10 動力總成到司機右耳頻響函數

3 結論

文章主要是解決某款車型2 擋全油門加速工況下，車內噪聲大且存在轟鳴聲的問題，在問題的識別和解決過程中，得到以下結論：

1）根據2 擋全油門加速工況下駕駛員右耳頻譜圖及其平均頻譜圖可知，導致車內噪聲大且存在轟鳴聲的主要原因是在250 Hz 左右存在共振帶，應用OPAX方法，分析得出引起該共振帶的原因是動力總成左右懸置支架模態頻率也在250 Hz 左右。

2）為了消除或減弱共振帶可以采取的措施是提高懸置支架模態頻率，增加其剛度。經過試驗驗證，懸置支架優化后，車內噪聲降低，主觀評價轟鳴聲消失。

3）頻響函數測試結果顯示，動力總成表面到駕駛員右耳之間的頻響函數不滿足小于55 dB 的要求，可進一步優化前圍部件，降低車內噪聲。

4）在以上問題的解決中，傳遞路徑分析方法起到了主要作用，只要能夠建立準確的TPA 模型，實施高質量的測試，傳遞路徑分析方法就能準確識別出貢獻量最大的路徑，為問題的解決指明方向。