傳遞路徑分析方法在車內(nèi)轟鳴聲問題中的應(yīng)用

程　欄，蘭靛靛，黃玉輝

(1.廈門理工學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院，福建 廈門 361024；2.廈門理工學(xué)院車輛工程國家級實驗教學(xué)示范中心，福建 廈門 361024)

轟鳴聲屬于低頻噪聲，頻率通常在25～200 Hz，主要由于外界激勵引起的鈑金振動與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，使得車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動，嚴(yán)重影響乘員的舒適性。因此，準(zhǔn)確識別轟鳴聲的貢獻(xiàn)源和傳遞路徑對減小車內(nèi)噪聲，提升聲品質(zhì)具有重要意義。

傳遞路徑分析(transfer path analysis，TPA)是汽車NVH研究的重要方法，其中傳統(tǒng)TPA是最基礎(chǔ)的傳遞路徑分析方法，分析精度較高，常作為其他傳遞路徑分析方法的標(biāo)桿[1]。龍巖等[2]主要研究了汽車動力總成激勵源對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)，利用單參考TPA方法進(jìn)行車內(nèi)噪聲識別。嚴(yán)輝等[3]主要研究了路面噪聲，利用多參考TPA方法進(jìn)行了某汽車路面噪聲的傳遞路徑分析。目前，TPA方法的研究與其在汽車上的應(yīng)用日趨廣泛，但TPA方法在客車轟鳴聲問題的研究較少，本文基于TPA的技術(shù)原理對某客車的車內(nèi)轟鳴聲進(jìn)行研究，結(jié)合仿真與試驗方法識別出轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)源，并采取相應(yīng)的優(yōu)化改進(jìn)措施達(dá)到預(yù)期降噪效果[4]。

1　傳遞路徑分析基本原理

根據(jù)TPA理論，車內(nèi)噪聲主要由結(jié)構(gòu)聲和空氣聲組成，理論公式[5]如下：

(1)

式(1)中：P為車內(nèi)噪聲總響應(yīng)；Hi和Hk分別為聲振傳遞函數(shù)及聲聲傳遞函數(shù)；Fi和Qk為結(jié)構(gòu)聲載荷及空氣聲載荷。

由TPA的理論可知，TPA技術(shù)的關(guān)鍵在于工作載荷和頻響函數(shù)的獲取。因此，TPA的主要測試工作內(nèi)容如下：(1)建立實車TPA模型。采集工況響應(yīng)數(shù)據(jù)，采集目標(biāo)工況下各測點的振動噪聲數(shù)據(jù)；(2)獲取傳遞函數(shù)。拆卸激勵源，測試各測點到目標(biāo)點的傳遞函數(shù)；(3)獲取工況載荷。通過直接測量或者間接測量方法確定各路徑測點的實際工況載荷；(4)貢獻(xiàn)量分析。基于矢量疊加的原理，計算各路徑測點的貢獻(xiàn)量，并將合成結(jié)果與實測結(jié)果進(jìn)行比較分析。

2　傳遞路徑分析模型的建立

某微型客車匹配四缸發(fā)動機(jī)，承載式車身，前置后驅(qū)，采用四點橡膠懸置。該樣車在試制階段，通過主觀評價發(fā)現(xiàn)當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到2 800 r/min左右時，駕駛室出現(xiàn)明顯轟鳴聲，且該轟鳴聲與路況無關(guān)。根據(jù)主觀評價初步判斷轟鳴聲主要由動力總成激勵引起，選擇駕駛員右耳聲壓作為目標(biāo)點，建立如下“動力總成-目標(biāo)點”的車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析模型，如圖1所示。

圖1　車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析模型Fig.1　Transfer path analysis model of the interior noise

3　車內(nèi)噪聲測試分析

實車測試在聲學(xué)轉(zhuǎn)鼓上進(jìn)行，測試環(huán)境為整車半消聲室，測試工況以2檔緩加速為例，轉(zhuǎn)速范圍1 000～5 000 r/min，記錄各測點的工況數(shù)據(jù)。然后將發(fā)動機(jī)及懸置軟墊完全拆除并使之脫離車身，在各個與動力總成有關(guān)的激勵點被動端布置傳感器，同時，為了避免由于矩陣病態(tài)引起的計算錯誤，在每個被動點旁邊布置2個參考點，采集各激勵點被動側(cè)到各測點的傳遞函數(shù)。本次試驗包括15條傳遞路徑，對于響應(yīng)合成與貢獻(xiàn)量分析，均在LMS Test.Lab軟件的TPA模塊進(jìn)行[6]。

3.1　車內(nèi)噪聲弱點與階次分析

如圖2所示，以駕駛座噪聲作為目標(biāo)點，記錄測試工況下目標(biāo)點的總聲壓級和主要階次切片。通過分析圖2可知，2 800 r/min左右駕駛座噪聲達(dá)到峰值，為62.48dB(A)，結(jié)合階次分析確定發(fā)動機(jī)2階激勵是主要貢獻(xiàn)源。本樣車匹配四缸四沖程柴油發(fā)動機(jī)，其發(fā)動機(jī)的激勵頻率為

(2)

式(2)中：N為發(fā)動機(jī)缸數(shù)；n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；τ為發(fā)動機(jī)沖程系數(shù)。

對于本樣車而言，發(fā)動機(jī)缸數(shù)N=4，沖程系數(shù)τ=2，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2 800 r/min時，其2階激勵特征頻率為

(3)

3.2　傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析

根據(jù)階次分析結(jié)果，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到2 800 r/min時，2階激勵是主要階次成分，提取2階激勵信號作為研究對象，圖3為2 800 r/min時各傳遞路徑貢獻(xiàn)圖。由圖3可以判定，發(fā)動機(jī)轟鳴聲的主要貢獻(xiàn)源來自發(fā)動機(jī)左后懸置(57.6 dB(A))和右后懸置(55.8 dB(A))。貢獻(xiàn)量主要由兩個因素造成，傳遞函數(shù)在激勵頻率處存在較大峰值或者激勵力較大。

在圖4和圖5中，通過分析發(fā)現(xiàn)后懸置各被動端測點到駕駛座噪聲的傳遞函數(shù)在93 Hz無明顯峰值，因此確定駕駛座噪聲值過大原因是后懸置激勵力較大。

動力總成將動力傳遞到車架，車架再通過懸置系統(tǒng)將動力傳給整備車身，因此動力總成懸置系統(tǒng)的隔振水平直接影響整備車身輸入力的大小，其主要由懸置本身的動剛度和懸置支架的動剛度決定[7]。樣車動力總成懸置系統(tǒng)的匹配設(shè)計階段，經(jīng)試驗分析確定懸置本身的動剛度水平滿足設(shè)計要求，初步確定后懸置激勵力過大的主要原因是懸置支架動剛度過低，使得發(fā)動機(jī)的2階激勵引起懸置支架共振，產(chǎn)生低頻轟鳴聲。

3.3　懸置支架模態(tài)分析

對后懸置支架進(jìn)行約束模態(tài)分析以確定是否剛度不足。該樣車動力總成采用4點懸置、前高后低的布置方式，懸置支架由高強(qiáng)度鋼焊接而成，前后懸左右對稱并采用相同形式的支架，前懸左右各約為3.7 kg，后懸左右各約為2.8 kg。在工程應(yīng)用中，一般將支架的動剛度與橡膠懸置墊剛度比控制在15以上，支架第一階頻率在500 Hz以上[8]。

對于懸置支架，用Hyperworks共劃分3 456個殼單元，其中前懸2 126個，后懸1 427個，網(wǎng)格大小10 mm×10 mm，焊接采用節(jié)點融合方式模擬，前后懸置的厚度均是6 mm，支架用螺栓固定在車架上，在Nastran中計算其前20階模態(tài)，計算結(jié)果如表1所示。由于第8階模態(tài)620.3 Hz大于要求(500 Hz)，因此列出其前8階模態(tài)。

表1　前8階模態(tài)頻率和振型描述Table1　Prioreightordersmodalfrequenciesandshapesdescription模態(tài)階數(shù)模態(tài)頻率/Hz陣型描述194．36右后懸支架垂直方向振動294．38左后懸支架垂直方向振動3234．10右后懸支架縱向扭振4234．40左后懸支架縱向扭振5378．20右后懸支架橫向扭振6378．30左后懸支架橫向扭振7497．30右后懸支架橫向振動8620．30右后懸支架復(fù)雜振動

由表1可知，前8階模態(tài)均是后懸模態(tài)，前7階出現(xiàn)模態(tài)頻率小于500 Hz，其中前兩階模態(tài)與2 800 r/min時發(fā)動機(jī)的2階激勵93 Hz接近，兩者相差1.4 Hz左右，不滿足模態(tài)避頻的要求。通過以上分析確定，車內(nèi)轟鳴聲的主要原因是后懸置支架與發(fā)動機(jī)的2階激勵接近，導(dǎo)致支架振動過大，激起附近板件與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合，駕駛座出現(xiàn)轟鳴聲。

3.4　改進(jìn)方案

通過模態(tài)分析可知，由于懸置支架左右對稱所以出現(xiàn)兩階模態(tài)幾乎相同的現(xiàn)象，結(jié)合模態(tài)陣型和后懸的結(jié)構(gòu)發(fā)現(xiàn)，過長的懸臂梁和狹小的幾何結(jié)構(gòu)是模態(tài)頻率偏低的主要原因。為了避免過長的懸臂梁式結(jié)構(gòu)帶來的整體剛度偏低，后懸置決定采用與前懸置近似的結(jié)構(gòu)，即在后懸結(jié)構(gòu)上稍作修改，如圖6所示。修改后的后懸置質(zhì)量為3.3 kg，質(zhì)量略有增加，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后后懸支架第1階頻率增加至530.5 Hz，遠(yuǎn)大于2 800 r/min時發(fā)動機(jī)的2階激勵頻率，同時滿足了大于500 Hz的設(shè)計要求。

對改進(jìn)方案進(jìn)行實車驗證，采取上述改進(jìn)措施后， 2 800 r/min時駕駛座噪聲聲壓級達(dá)到59.73 dB(A)，相較改進(jìn)前下降了約2.7 dB(A)，主觀評價無明顯轟鳴聲，提升了乘坐舒適性。試驗結(jié)果如圖7所示。

4　結(jié)論

綜合運用傳遞路徑分析技術(shù)、階次分析技術(shù)和模態(tài)分析技術(shù)，診斷出引起2 800 r/min某客車車內(nèi)轟鳴聲的原因是發(fā)動機(jī)的2階激勵與后懸置支架在93 Hz發(fā)生共振，從而引起車身壁板振動向車內(nèi)輻射低頻噪聲。通過對后懸置支架的優(yōu)化改進(jìn)，使后懸支架第1階模態(tài)頻率達(dá)到530.5 Hz，遠(yuǎn)高于2 800 r/min時發(fā)動機(jī)的2階激勵頻率，實車驗證表明主觀感受無明顯轟鳴聲，車內(nèi)噪聲相較改進(jìn)前下降了2.7 dB(A)。利用傳遞路徑分析方法準(zhǔn)確、快速地解決了客車轟鳴聲問題，為該方法在客車上的應(yīng)用提供了成功案例，具有廣泛的實際工程參考價值。

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