某商用車車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析與優(yōu)化①

施仁貴，周 毅，靳 暢

(1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海201804;2.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海201804)

0 引 言

汽車振動(dòng)和噪聲是影響汽車駕駛舒適性的主要因素.隨著高速公路發(fā)展，車速的不斷提高，噪聲與振動(dòng)問題日益突顯.如何改善汽車內(nèi)部聲學(xué)環(huán)境，降低車內(nèi)噪聲水平已經(jīng)成為已成為汽車設(shè)計(jì)的重要任務(wù)，也是各國政府和車輛企業(yè)共同關(guān)注的問題.傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis)是一種以試驗(yàn)為基礎(chǔ)的方法，可以分析聲源通過結(jié)構(gòu)或空氣傳遞到指定位置的振動(dòng)－聲學(xué)功率流.聲源通過哪些路徑傳遞被正確識(shí)別后，可以對(duì)傳遞路徑中的主要環(huán)節(jié)進(jìn)行有針對(duì)性的修改，達(dá)到減振降噪的效果.本文介紹了傳遞路徑分析方法的基本理論，并且采用試驗(yàn)分析為主的方法對(duì)某商用車怠速工況下的車內(nèi)噪聲主要貢獻(xiàn)路徑進(jìn)行了診斷分析，為車內(nèi)降噪優(yōu)化方案的制定和實(shí)現(xiàn)提供可靠依據(jù).

1 基本理論

傳遞路徑分析理論假設(shè)所分析的系統(tǒng)是線性時(shí)不變的，那么車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)所測(cè)得的聲壓或振動(dòng)水平是由激勵(lì)源經(jīng)過多個(gè)不同的傳遞路徑傳播到車內(nèi)的能量疊加而成，傳遞路徑分析的目的就是對(duì)能量在各個(gè)路徑上傳播的情況進(jìn)行研究.

車內(nèi)噪聲的傳遞路徑分析主要包括兩方面:結(jié)構(gòu)傳遞噪聲識(shí)別和空氣傳遞噪聲識(shí)別.

1.1 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲

1.1.1 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲基本理論

假設(shè)目標(biāo)響應(yīng)為駕駛員右耳的聲壓P，系統(tǒng)共有m 個(gè)耦合點(diǎn)，每一個(gè)耦合點(diǎn)只考慮X，Y，Z 三向平動(dòng)自由度，那么主動(dòng)方振動(dòng)共有3m 條傳遞路徑.假設(shè)汽車系統(tǒng)線性時(shí)不變，結(jié)構(gòu)傳遞的總響應(yīng)可以看做是各條路徑的疊加:

式中:Ptotal(f)為目標(biāo)點(diǎn)總響應(yīng)，Hij(f)，F(xiàn)ij(f)分別為第i 條傳遞路徑上的第j 個(gè)自由度結(jié)構(gòu)噪聲傳遞函數(shù)和激勵(lì)力.結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析中，需要明確所要分析的激勵(lì)點(diǎn).

圖1 傳遞路徑分析的模型圖

1.1.2 結(jié)構(gòu)傳遞激勵(lì)力的測(cè)量

對(duì)于結(jié)構(gòu)聲傳遞路徑分析中結(jié)構(gòu)激勵(lì)力測(cè)量，本文采用矩陣求逆法.

對(duì)于某一線性系統(tǒng)，當(dāng)激勵(lì)力為F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)N時(shí)，響應(yīng)為X1，X2，…，Xm，系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程為:

那么激勵(lì)力可用下式表示:

其中Hij=Xi/Fj為由輸入Fj到響應(yīng)Xi的頻響函數(shù).

通常在實(shí)際操作中對(duì)于參考自由度數(shù)m 和耦合激勵(lì)力數(shù)N 的關(guān)系為m ≥2N.當(dāng)m ＞N 時(shí)，并 不 存 在， 以 ［=(［H］T［H］－1)［H］T來代替它.使用時(shí)還應(yīng)注意:參考自由度須取在被動(dòng)方，盡量分布在耦合點(diǎn)附近;有時(shí)耦合點(diǎn)處結(jié)構(gòu)太狹小是需要制作相應(yīng)的連接件，用于力錘施加力或安裝加速度傳感器.

1.1.3 振動(dòng)傳遞函數(shù)

本文采用的是力錘激勵(lì)法獲得傳遞函數(shù).

裝有力傳感器的力錘被安裝在耦合點(diǎn)位置進(jìn)行激勵(lì)，麥克風(fēng)被安放于車內(nèi)目標(biāo)聲學(xué)響應(yīng)點(diǎn)處.通過力錘對(duì)系統(tǒng)施加脈沖激勵(lì)，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄激勵(lì)力信號(hào)和聲壓響應(yīng)信號(hào)，計(jì)算得到傳遞函數(shù).

1.2 空氣傳遞噪聲

1.2.1 空氣傳遞噪聲基本理論

在空氣聲傳遞路徑分析中，如果有N 個(gè)輻射聲源，每個(gè)聲源到目標(biāo)點(diǎn)都會(huì)形成傳遞路徑，它們的貢獻(xiàn)量可表示為:

其中，Pair(f)為目標(biāo)點(diǎn)上的聲壓;Hi(f)為聲源到目標(biāo)點(diǎn)的聲傳遞函數(shù);Qi(f)為聲源的工作體積速度.

空氣聲傳遞路徑分析主要分為聲源的實(shí)際激勵(lì)輸入的測(cè)量和聲源到目標(biāo)點(diǎn)之間的聲—聲傳遞函數(shù)的測(cè)量.

1.2.2 空氣傳遞激勵(lì)輸入的測(cè)量

進(jìn)行空氣聲傳遞路徑分析時(shí)，需要知道噪聲源的工作體積速度.本文采用矩陣求逆法測(cè)量.

在N 個(gè)噪聲源的附近選擇m 個(gè)參考點(diǎn)，則這些參考點(diǎn)的聲壓為:

這些噪聲源的工作體積速度為:

其中，Qi為第i 個(gè)噪聲源的工作體積速度(1 ≤i ≤N);Pi為第j 個(gè)參考點(diǎn)的聲壓(1 ≤j ≤m);Hij=Pj/Qi為從第i 個(gè)噪聲源到第j 個(gè)參考點(diǎn)的聲傳遞函數(shù)，可用互易法測(cè)量:在參考點(diǎn)處用空間無指向聲源作體積速度激勵(lì)，測(cè)量聲源點(diǎn)的聲壓.根據(jù)聲場(chǎng)互易性，聲傳遞函數(shù)Hij為第i 個(gè)聲源的聲壓與第j 個(gè)參考點(diǎn)的體積速度的比值.

1.2.3 空氣傳遞函數(shù)的測(cè)量

采用直接法測(cè)量聲傳遞函數(shù)，即在聲源處安放空間無指向聲源，發(fā)出白噪聲，同時(shí)測(cè)量車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的聲壓，得到該聲源到目標(biāo)點(diǎn)的聲傳遞函數(shù):

其中，Qj(f)為聲源的體積速度;Pj(f)為目標(biāo)點(diǎn)聲壓.

圖2 怠速工況下駕駛員右耳的聲壓

由于空間限制，實(shí)際不宜布置揚(yáng)聲器，常采用互易法來測(cè)量聲傳遞函數(shù).

2 方法應(yīng)用

2.1 研究問題闡述與分析

某商用車怠速工況的車內(nèi)噪聲問題比較嚴(yán)重，將該車置于半消聲室內(nèi)進(jìn)行車內(nèi)噪聲測(cè)量試驗(yàn)，圖2 為測(cè)得的駕駛員右耳位置的A 計(jì)權(quán)聲壓.從圖中可知，駕駛員右耳的聲壓能量分布有明顯的規(guī)律，如在20 ～500Hz，750 ～1000Hz，1300 ～1500Hz 這些頻段內(nèi)均有明顯的峰值，主要能量分布在500Hz 以下.

該型商用車進(jìn)氣系統(tǒng)的進(jìn)氣導(dǎo)流管嵌在前端縱梁上，進(jìn)氣口噪聲對(duì)車內(nèi)噪聲的影響較小，激勵(lì)源可以定位于發(fā)動(dòng)機(jī)和排氣系統(tǒng).

根據(jù)傳遞路徑理論，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)有三個(gè)懸置，每個(gè)懸置考慮X，Y，Z 三個(gè)平動(dòng)自由度總共條傳遞路徑傳遞到車身;排氣系統(tǒng)振動(dòng)由四個(gè)吊耳，每個(gè)吊耳只考慮Z 向振動(dòng)共條傳遞路徑傳遞到車身上.發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲由發(fā)動(dòng)機(jī)的六個(gè)面分別作為獨(dú)立聲源傳遞到駕駛員右耳處，總共6 條傳遞路徑;排氣管尾管噪聲相對(duì)于輻射噪聲對(duì)于車內(nèi)噪聲的影響更加顯著，因此只考慮尾管噪聲到駕駛員右耳處1條傳遞路徑.基于上述系統(tǒng)的簡(jiǎn)化和路徑的假設(shè)，本文所建立的怠速工況傳遞路徑分析模型包含結(jié)構(gòu)傳聲和空氣傳聲，總共20 條路徑.

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置兩個(gè)加速度響應(yīng)點(diǎn)的位置

圖4 排氣管口兩個(gè)響應(yīng)麥克風(fēng)位置

2.2 試驗(yàn)流程簡(jiǎn)述

根據(jù)上文對(duì)問題的描述以及建立的分析模型，需要對(duì)每條路徑的激勵(lì)及其對(duì)應(yīng)的傳遞函數(shù)進(jìn)行測(cè)量，才能夠獲得合成聲壓，進(jìn)行各路徑的貢獻(xiàn)分析.試驗(yàn)過程簡(jiǎn)要如下:

(1)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置激勵(lì)力及其到駕駛員右耳處振－聲傳遞函數(shù)的測(cè)量:在每個(gè)激勵(lì)力附近布置兩個(gè)加速度傳感器;在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng).用力錘在每個(gè)懸置處車身側(cè)x，y，z 三個(gè)方向垂直敲擊，同時(shí)記錄下力信號(hào)、加速度信號(hào)和麥克風(fēng)信號(hào).在怠速工況下整車狀態(tài)穩(wěn)定后，記錄下各個(gè)加速度傳感器的信號(hào).

(2)排氣管吊耳激勵(lì)力及其到駕駛員右耳處振－聲傳遞函數(shù)的測(cè)量:在每個(gè)排氣管吊點(diǎn)車身側(cè)布置兩個(gè)加速度傳感器;在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng).試驗(yàn)過程跟發(fā)動(dòng)機(jī)懸置激勵(lì)力測(cè)量時(shí)基本一致.

(3)排氣口體積加速度激勵(lì)的測(cè)量:在排氣管口附近布置兩個(gè)麥克風(fēng)當(dāng)做參考響應(yīng)點(diǎn)，高度與排氣管口同高，如圖4 所示.去除聲源，讓整車在怠速工況下穩(wěn)定工作，測(cè)量各參考點(diǎn)處的聲壓.

(4)發(fā)動(dòng)機(jī)六面體近場(chǎng)聲壓激勵(lì)的測(cè)量:將該車置于車用半消聲室內(nèi)，在發(fā)動(dòng)機(jī)的六個(gè)面布置六個(gè)石棉包裹的麥克風(fēng)，記錄下怠速工況的近場(chǎng)聲壓便可.信號(hào)采集設(shè)置與排氣口體積加速度激勵(lì)的測(cè)量試驗(yàn)一致.

圖5 駕駛員右耳合成與實(shí)測(cè)總響應(yīng)自功率譜

(5)排氣管尾管口和發(fā)動(dòng)機(jī)近場(chǎng)六面到駕駛員右耳處傳遞函數(shù)的測(cè)量:將事先標(biāo)定好的麥克風(fēng)布置在發(fā)動(dòng)機(jī)六個(gè)面和排氣管口.駕駛員右耳位置處布置標(biāo)準(zhǔn)聲源.讓聲源發(fā)出白噪聲，同時(shí)記錄聲源的聲壓信號(hào)與體積加速度信號(hào)和發(fā)動(dòng)機(jī)六個(gè)面以及排氣管口的麥克風(fēng)聲壓信號(hào).

圖6 空氣聲和結(jié)構(gòu)聲貢獻(xiàn)對(duì)比

圖7 結(jié)構(gòu)傳遞噪聲各路徑貢獻(xiàn)云圖

圖8 空氣傳遞噪聲各路徑貢獻(xiàn)云圖

圖9 車身側(cè)支架改進(jìn)前后有限元模型

2.3 數(shù)據(jù)分析

圖5 為根據(jù)前文建立的傳遞路徑分析模型以及試驗(yàn)數(shù)據(jù)，基于LMS Test.lab 傳遞路徑分析模塊計(jì)算的駕駛員右耳總響應(yīng)自功率譜和實(shí)際測(cè)量的自功率譜合成圖.

由圖5 中可以看出，合成的駕駛員右耳處的聲壓頻域分布情況均與實(shí)測(cè)結(jié)果相一致.主要能量分布在多個(gè)頻段(20 ～150Hz，200 ～500Hz，700 ～1000Hz，1300 ～1450Hz，1800 ～1950Hz)，并且主要的峰值(30Hz，55Hz，80Hz，120Hz，270Hz，800Hz，990Hz)均能一一對(duì)應(yīng).由此說明所建立的傳遞路徑分析模型基本能反映實(shí)際的整車怠速工況，基于此模型的分析具有一定的可靠性.

圖6 中，紅線為各路徑疊加的駕駛員A 計(jì)權(quán)聲壓，綠線為只有結(jié)構(gòu)傳遞路徑疊加的駕駛員右耳A 計(jì)權(quán)聲壓，藍(lán)線為只有空氣傳遞路徑疊加的駕駛員右耳A 計(jì)權(quán)聲壓.由圖可知，在中低頻的部分，紅線和綠線基本重合，而高頻部分紅線和藍(lán)線基本重合，這表明在低頻時(shí)(500Hz 以下)結(jié)構(gòu)聲為車內(nèi)噪聲的主要組成部分.在高頻時(shí)(800Hz 以上)空氣傳播聲的影響逐漸增大，車內(nèi)噪聲主要由空氣傳遞噪聲貢獻(xiàn).

圖10 支架改進(jìn)前后駕駛員右耳結(jié)構(gòu)聲和合成結(jié)果

各路徑貢獻(xiàn)分析

圖7 和圖8 是結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲各路徑的貢獻(xiàn)云圖.結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲貢獻(xiàn)各自有主要貢獻(xiàn)的頻段，結(jié)構(gòu)聲貢獻(xiàn)頻率取20 ～500Hz，空氣噪聲取500 ～2000Hz.圖中橫坐標(biāo)為頻率，縱坐標(biāo)為路徑，結(jié)構(gòu)噪聲路徑顏色的深淺表示幅值的大小.

在20 ～500Hz 以內(nèi)，右懸置X 向、左懸置Y向、右懸置Z 向和排氣管第三、四個(gè)吊點(diǎn)這5 條路徑是結(jié)構(gòu)傳遞噪聲對(duì)車內(nèi)噪聲的主要貢獻(xiàn)路徑，其中前三者在20Hz 附近、后兩者在190Hz 附近貢獻(xiàn)較大.對(duì)于空氣傳遞噪聲，在500 ～2000Hz 范圍內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)上面(主要貢獻(xiàn)頻率850Hz、1500Hz 和1700Hz)對(duì)車內(nèi)噪聲的影響比其他路徑要大，而排氣管口噪聲的影響最小，發(fā)動(dòng)機(jī)后面的影響也比較小.

2.4 優(yōu)化方案及結(jié)果

右懸置三個(gè)方向的激勵(lì)力比較大，導(dǎo)致傳遞到車身的振動(dòng)能量比較多，因此本文針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置進(jìn)行優(yōu)化.根據(jù)傳遞函數(shù)理論，發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車身的振動(dòng)跟懸置的剛度有關(guān)，剛度越大，傳遞的激勵(lì)力就越小.該車發(fā)動(dòng)機(jī)懸掛簡(jiǎn)化為發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)支架、橡膠懸置和車身側(cè)支架串聯(lián)的系統(tǒng).系統(tǒng)剛度滿足:

K 為發(fā)動(dòng)機(jī)懸掛系統(tǒng)的總剛度;K1為發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)支架的剛度;Km為橡膠懸置的剛度;K2為車身側(cè)支架的剛度.K1，K2遠(yuǎn)小于Km時(shí)，K 最小且接近Km.對(duì)車身側(cè)支架進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，測(cè)得支架前三階固有頻率太小，說明車身側(cè)支架的剛度不足.針對(duì)該支架優(yōu)化，在支架上加裝兩塊加強(qiáng)板(圖9):

表1 車身側(cè)支架原型及優(yōu)化后固有頻率(Hz)

將新支架安裝在整車上，通過上述試驗(yàn)流程，優(yōu)化后的駕駛員右耳結(jié)構(gòu)聲和合成聲如圖10，右懸置主要貢獻(xiàn)的峰值均有所下降:如30Hz 處下降5.81dB，55Hz 處下降4.63dB，80Hz 處的峰值下降有10dB 以上.在250Hz 以上，各個(gè)頻率對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)都有大幅的下降.

3 總 結(jié)

(1)實(shí)際測(cè)得車內(nèi)噪聲和合成噪聲基本吻合，證明傳遞路徑方法不僅能有效識(shí)別整車實(shí)際工況下的車內(nèi)噪聲源，還能找出主要的貢獻(xiàn)路徑并進(jìn)一步獲得貢獻(xiàn)量比較大的聲源.在整車開發(fā)時(shí)對(duì)改善汽車的車內(nèi)聲學(xué)特性有著積極的意義.

(2)結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對(duì)車內(nèi)噪聲的影響分別在低頻段和高頻段.因此根據(jù)車內(nèi)噪聲的頻譜分布，貢獻(xiàn)量較大的發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置實(shí)施減振隔聲措施，從而降低車內(nèi)噪聲，實(shí)現(xiàn)整車NVH 性能優(yōu)化.

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