輕型卡車車內噪聲傳遞路徑分析

梁宏舉

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輕型卡車車內噪聲傳遞路徑分析

梁宏舉

（安徽江淮汽車集團股份有限公司輕型商用車營銷公司帥鈴營銷公司，安徽 合肥 230601）

一般卡車行駛的時候內部都會產生噪音，噪音過大的時候難面對司機產生不利的影響，這篇文章主要對某輕型卡車車內噪聲整體偏大的問題進行分析，并制訂了一個實驗計劃“OTPA（運行工況傳遞路徑分析）”，實驗結果顯示，車內噪聲的主要途徑的貢獻量。這對于車內噪聲的最大值進行傳遞路徑進行詳細的研究和分析，得到最終結論是引起車內噪聲偏大的主要傳路徑。

輕型卡車；車內噪聲；運行工況傳遞路徑

引言

隨著我國經濟的快速發(fā)展和社會的快速進步，我國的汽車技術也隨之發(fā)展起來，而汽車乘坐舒適性的一項重要指標就是汽車的噪聲特性，現如今，我國在各大汽車廠都投入了豐富的人力、物力，為了對車輛噪聲方面進行詳細的研究和分析。

眾所周知，輕型卡車具有一個十分復雜的系統(tǒng)，其在行駛過程中會受到很多外力的振動和噪聲源的激勵，這產生的每一種激勵都有可能通過不同的路徑，直接或者間接的傳到車內。OTPA（運行工況傳遞路徑分析）這個方法中存在的所有信號都來源于實際的運行工況。因此，用實際的工作狀態(tài)的激勵來確定傳播路徑的貢獻量。

1 運行工況傳遞路徑分析（OTPA）方法理論背景

任意一條線性系統(tǒng)的模型都可以用輸入和輸出自由度表征為：

H（jw）x（jw）=Y（jw） （1）

H（jw）設定為輸入矢量X（jw）到輸出矢量Y（jw）的傳遞函數矩陣。其中輸入和輸出的變量數目也可以不同。在實際的操作中，激勵點輸入的變量數往往大于響應輸出的變量數。車輛NVH中經典的應用就是尋找動力及其輸出系統(tǒng)到駕駛員旁噪聲的傳遞函數。由（1）變形，傳遞函數可以表示為：

Hij=yi/x ▏xk=0；k≠j （2）

OTPA這個實驗方法是從同一個時刻的所有激勵中獲得所有傳遞函數。對方程（1）進行變換可得：

對這個方程式進行定量分析，其中m和n分別代表的是輸入和輸出的自由度，當車輛在傳輸上進行加速工況測試時，包含不同的激勵和響應的數據塊在電腦硬盤上進行存儲，激勵隨著時間進行變化，假如整個測試的過程中，輸入和輸出之間的關系是線性、恒定的。那么所有測試數據塊r，方程式（3）可以變形為：

在這個方程式模型中，要求所有傳遞的函數彼此都要線性獨立，其中 μ設定為不能通過輸入量模型化的殘余項。每一個數據塊中都會包含著一些誤差，這大部分都來源于測量的誤差、模型中漏掉的某些激勵源、甚至傳遞函數在測試過程中不能保持線性、恒定（其中：傳遞結構隨著溫度、轉速、激勵幅值等都會發(fā)生改變）。但是即便是激勵源存在著一定程度的相干性，OTPA這個實驗方法可以針對對CTC的傳遞函數的計算值進行相應的補償。假設測試數據塊的數量大于所有的激勵數量，即r＞m，方程式（4）可以通過最小乘法進行求解（如果其中出現了不同的單位物理量參與求解，需要進行加權二乘法計算），通過方程（4）可以進行簡化：

XH+μ=Y （5）

需要針對每個FFT的譜線進行計算，方程式左乘XT，保證殘留項矢量位于輸入矩陣的零空間位置，即XT=0通過計算可以轉化為：

H=(XTX)-1XTY=X+Y （6）

X+被稱之為X矩陣的偽逆矩陣：

X+=(XTX)-1X （7）

其中將方程式（6）代入（5）中可得：

μ=(1- X(XTX)-1XT)Y （8）

通過方程式（6）求解可得傳遞函數矩陣H的過程中，如果輸入信號之間存在著想干關系或者測量噪聲，必須使用奇異值分解進行消除錯誤計算。X可以奇異值分解為：

X=U∑VT（9）

其中U是一個rxr的酉矩陣；∑是一個rxm的對角矩陣（對角線上的值為非負，其余位置為0）；VT是V矩陣的轉置矩陣，是mxm的酉矩陣。奇異值分解可以適用于方陣。然而奇異值分解可以用特征的值分解表述為：

（11）

方程式的右邊是方程式左邊的特征值分解。X非0奇異值的平方與XTX或者XXT非0特征值的平方相等。U（左奇異向量）的一列為XXT的特征向量，V（右奇異向量）的一列為XTX的特征向量。從物理的角度可以這樣解釋：V可以看作是X輸入向量的正交基向量，U向量可以看作是X輸出向量的正交基向量，∑為奇異值矩陣，每一個特定的輸入乘以奇異值標量就可以對相應的數值進行輸出。通?！苅i是一個非増型，這樣奇異值對角陣由X唯一確定。

奇異值分解的方法可以用來計算偽逆矩陣X+：

X+=V∑-1UT（12）

其中∑-1設置為∑的逆矩陣，把奇異值分解中的∑矩陣省略的幾行補齊構建成mXm的方陣，把方程式（12）代入到（6）中可以得到：

H=V∑-1UTY （13）

SVD近似估計需要保證殘留項μ位于 U^T的0空間位置。

根據工程和統(tǒng)計的角度來看，很小的奇異值主要就是由測試噪聲或者其他的干擾所導致的，應該予以剔除。最小二乘法擬合對奇異值同樣可以使用，傳遞函數計算最終也是奇異值去擬合、接近實際的測試值。測量噪聲在不同測試中各不相同，根據實際的實驗操作可以表現為，那些最小的奇異值量就是噪聲影響，剔除這些奇異值能夠提高傳遞函數評估的精度。

Operationaltransferpath analysis（OTPA）這個方法是利用串擾消除Crosstalk cancelation（CTC）、奇異值分解 singularvaluedecom position (SVD)等信號處理方法來尋找實際工況下，輸入和輸出間的線性傳遞函數 transfer -function (TF)。CTC保證能夠進行傳遞函數彼此之間的線性獨立，以上可以用來對傳遞路徑進行分析transferpath analysis(TPA)，從而來判斷聲源的傳播和在最終響應中所占的貢獻量。奇異值分解（SVD）計算方法可以獲得精準的描述傳遞函數的各主要的分量。實際分析中，利用多組工況數據進行計算輸入和輸出之間的傳遞函數矩陣，都會帶來測量噪聲。若想減小測量噪聲對傳遞函數計算的影響，就要做到忽略一些微小的主分量。

2 運行工況傳遞路徑分析（ OTPA ）試驗

（1）運行工況

怠速：AC-on/AC-off

勻速：30km/h、40km/h、50km/h、610km/h、70km/h、80km/h、90km/h

加速：2檔POT/WOT、3檔POT/WO、4檔POT/WOT、5檔POT/WOT、6檔POT/WOT

（2）實驗設備儀器（如表1）

表1

（3）測點位置（如圖1）

3 試驗結果及分析

3.1 各檔位急加速工況

在各個檔位急加速的情況中，駕駛員右耳的噪聲峰值隨發(fā)動機的轉速變化而變化，因為在實際實驗時是在兩區(qū)轉轂臺架的消音室內進行的，所以車內噪聲的主要激勵源是動力產生的噪音，overall曲線在不同檔位的噪音峰值中的走勢基本一致。車內噪聲產生噪聲峰值主要是在 1500r/min、2580r/ min、3000r/min左右轉速內，其余轉速期間產生的噪音主要歲發(fā)動機噪聲的平穩(wěn)而增加，比如發(fā)動機2/4階次激勵時，發(fā)動機在1500r/min 左右在駕駛員右耳位置產生的噪聲峰值是其主要激勵源，可以運用OTPA方法進行具體路線的確認。

3.2 5檔急加速

在OTPA傳遞路徑中以5檔急加速為例進行路徑分析，得出在實際測試中駕駛員耳邊位置得到的噪聲與OTPA計算得出的駕駛員耳邊位置噪聲數值高度吻合，所以利用OTPA計算參數、建模方法是合理有效的。OTPA傳遞路徑可以通過駕駛員耳邊位置的噪聲計算值，進行計算值的合成值以及各個路線參與噪音的比重分析，可以的吃駕駛員在實際操作時耳邊位置產生噪音峰值的主要傳遞路徑。比如在1500r/ min、2500r/min左右的噪聲峰值的主要傳遞結構來源于車輛結構上，其他轉速范圍內的主要傳遞路線是空氣聲產生的噪聲峰值。

3.3 駕駛員耳旁噪聲傳遞路徑貢獻量分析

3.3.1 5 檔急加速1500r/m in噪聲峰值，結構傳遞路徑分析

5檔急加速在 1500r/in時，產生的噪音峰值在50Hz、100Hz左右，其中50Hz主要噪音的傳遞路線是空濾器前方支架的z向和發(fā)動機左側前方懸置的z向，100Hz的主要噪聲傳遞路線是空濾器前方支架的x向和右側前方懸置的y向。雖然50Hz的激勵源存在噪音峰值，但是空濾器與發(fā)動機產生的傳遞函數在駕駛員耳邊都沒有明顯的噪音峰值，所以應該著手于1500r/min發(fā)動機的坐車前方懸置以及空濾器前方支架中找出振動較大的原因并對其進行優(yōu)化。100Hz噪聲峰值在激勵源與車內傳遞路徑中都存在噪音峰值，這就需要在路徑中的各個連接點上安裝傳感器，從而可以進行OTPA路徑分析實驗，得出詳細的頻響函數，找到噪聲峰值的傳遞路線，最終使車輛的結構得到優(yōu)化。

3.3.2 5 檔急加速車內 170H z固有頻率噪聲傳遞路徑分析

主要是對 1500r/min～3000r/min下的以駕駛員耳邊產生的165～175Hz噪聲為主要的研究對象在傳遞路徑上進行分析，發(fā)現通過發(fā)動機的上面或者右面以及油底殼的近場是空氣聲主要的傳遞路徑，主要結構生傳遞路線為空濾器安裝支架的前方x、y走向、空濾器安裝支架后方的z走向、排氣前吊耳處的z走向、發(fā)動機左右側前方懸置的y走向。發(fā)現不管是激勵源還是激勵噪音傳遞在車內都存在噪音的峰值，這就需要著手于優(yōu)化車輛的結構，比如將傳感器布置在傳遞路徑的每個連接處，這樣可以使傳遞路徑的OTPA得到更加詳細的數據進行分析實驗，與此同時還可以利用力錘激勵，得到頻響函數，從而使模態(tài)振型更加這模式，方便尋找噪聲的主要傳遞路線。

4 總結

輕型卡車在加速行駛時，空氣聲是在整個轉速范圍內產生噪音的主要原因，空氣聲在輕型卡車中傳遞的路徑是：通過發(fā)動機離車體最近的一面底板向駕駛室內傳遞噪音，空氣聲傳遞過程中最主要的路徑是車身左側底板。空氣聲其他傳遞噪音的路徑都需要對駕駛室的泄漏量、密封性等進行測量實驗，找到駕駛室中的洞、孔、密封泄露處以及聲學包的薄弱位置，這些地方空氣聲產生噪音的可能性較小，輕型卡車在加速行駛時，發(fā)動機震動產生的空氣聲是在駕駛室中噪音最大的來源。

輕型卡車在加速行駛時，轉數達到1500r/min左右時，駕駛員的聽到噪音聲，說明駕駛員的耳邊存在噪聲峰值，噪聲峰值的主要源頭是通過發(fā)動機的階級激勵的，比如在發(fā)動機2階激勵也就是50Hz時，空氣聲主要是通過空濾器前方支架的z向與發(fā)發(fā)動機前方左側懸置的z向進行傳遞，雖然他們的激勵源是存在噪聲峰值的，但是兩者在發(fā)動機2階激勵時在駕駛員的耳邊構成的傳遞函數是沒有明顯的噪聲峰值出現的，進而分析在發(fā)動機4階激勵也就是100Hz時，車身左右側隔離震板墊x向與進氣管安裝上的支架x向為50Hz的結構，空氣聲的主要傳遞路徑是空濾器前方支架x向與右側前方懸置的y向為激勵源，這時激勵源本身與傳遞的路徑都存在噪聲峰值，從而得出在100Hz的結構在駕駛室中，最主要的傳遞路徑就是進氣管中安裝支架、車身等。

在急加速度的情況在，車內噪聲主要在160-170Hz左右存在固有頻率，主要噪聲來源是發(fā)動機產生動力時，動力通過傳動軸吊掛、動力總成懸置、排氣吊耳等產生固有頻率向右前、左前的車身隔離墊成z向的進氣管的支架位置或者車架向駕駛室內傳遞。

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Analysis of Noise Transfer Path in Light Truck Vehicle

Liang Hongju

（Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Light Commercial Vehicle Marketing Company, Shuailing marketing company, Anhui Hefei 230601）

In general, when the truck is driving, noise will be generated internally. When the noise is too large, it is difficult to face the driver to have adverse effects. This article mainly analyzes the overall problem of excessive noise in a light truck. An experimental plan "OTPA(operational transmission path analysis)" was formulated. The experimental results showed that the contribution of the main ways of noise in the vehicle. In this paper, the transmission path of the maximum noise is studied and analyzed in detail, and the final conclusion is that the main transmission path that causes the noise in the car is too large.

light truck; In-vehicle noise; Transmission paths in operating conditions

U467

B

1671-7988(2018)24-76-04

U467

B

1671-7988(2018)24-76-04

梁宏舉，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司輕型商用車營銷公司帥鈴營銷公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.24.026