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    車輛結(jié)構(gòu)噪聲傳遞特性及其峰值噪聲成因的分析

    2019-01-29 06:46:36王永亮鄭卿卿徐艷平周副權(quán)
    汽車工程 2018年12期
    關(guān)鍵詞:聲壓被動(dòng)貢獻(xiàn)

    王永亮,劉 浩,鄭卿卿,羅 挺,徐艷平,鄧 峰,周 權(quán),周副權(quán)

    (東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心,武漢 430058)

    前言

    車內(nèi)噪聲可分為結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲[1-3],在低中頻范圍內(nèi)以結(jié)構(gòu)噪聲為主。結(jié)構(gòu)噪聲的形成過程為能量以波的形式傳入車身結(jié)構(gòu),迫使車身結(jié)構(gòu)振動(dòng),振動(dòng)的車身結(jié)構(gòu)與空氣運(yùn)動(dòng)耦合產(chǎn)生噪聲,是一個(gè)典型的流- 固耦合問題。

    路徑分析法是研究結(jié)構(gòu)噪聲的常用方法,文獻(xiàn)[4]-文獻(xiàn)[7]中對傳遞路徑分析方法進(jìn)行了闡述,包括歷史、分類、理論推導(dǎo)、方法精度和使用范圍等。相關(guān)研究包括振動(dòng)傳遞路徑的參數(shù)貢獻(xiàn)[8]、優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的振動(dòng)傳遞特性[9-10]、識(shí)別引起微型客車轟鳴聲的噪聲源[11]和分析車身結(jié)構(gòu)傳遞噪聲的靈敏性[12]等。文獻(xiàn)[13]-文獻(xiàn)[14]中研究了路面激勵(lì)引起輪胎振動(dòng)向駕駛室內(nèi)的噪聲傳遞特性,并識(shí)別出主要的傳聲路徑。CAO[15]應(yīng)用LMS軟件中傳遞路徑分析模塊,研究了80km/h工況下某電動(dòng)汽車的噪聲傳遞特性并合成車內(nèi)噪聲,結(jié)果顯示胎噪中結(jié)構(gòu)噪聲和電機(jī)振動(dòng)輻射噪聲是主要的噪聲源。但對車輛實(shí)際運(yùn)行工況下,各路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的矢量合成和路徑聲學(xué)參與系數(shù)的研究相對較少。

    據(jù)此,本文中研究發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下,動(dòng)力總成激勵(lì)引起車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)向駕駛室內(nèi)的傳聲特性(包括路徑傳遞噪聲矢量合成規(guī)律和路徑聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)),并對結(jié)構(gòu)噪聲中峰值噪聲的成因進(jìn)行分析,研究結(jié)果為修改路徑參數(shù)控制結(jié)構(gòu)噪聲提供方向。

    1 結(jié)構(gòu)噪聲合成與噪聲分析基本理論

    1.1 路徑傳遞噪聲的合成與貢獻(xiàn)分析方法

    動(dòng)力總成的激勵(lì)通過懸置將振動(dòng)能量傳入車身結(jié)構(gòu),使車身結(jié)構(gòu)受迫振動(dòng),振動(dòng)的車身結(jié)構(gòu)與駕乘室內(nèi)空氣運(yùn)動(dòng)耦合,使腔內(nèi)聲壓波動(dòng),形成結(jié)構(gòu)噪聲,振、聲傳遞過程如圖1所示,其中為懸置被動(dòng)側(cè)的激勵(lì)力。此耦合系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程[2,16]為

    式中:x和p分別為結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)位移和空氣節(jié)點(diǎn)的聲壓;Ms,Mf和AT分別是結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣、空氣的質(zhì)量矩陣和結(jié)構(gòu)與空氣在界面處相互作用矩陣;Cs和Cf為結(jié)構(gòu)與空氣的阻尼矩陣;Ks和Kf為結(jié)構(gòu)與空氣的剛度矩陣;Ps和Pf分別為作用在結(jié)構(gòu)上的外部激勵(lì)力和聲腔內(nèi)的聲壓載荷。

    圖1 動(dòng)力總成 -懸置 -車身 -聲腔的結(jié)構(gòu)噪聲傳遞模型

    不考慮聲壓載荷(即Pf=0),結(jié)構(gòu)上一點(diǎn)的外部激勵(lì)為 Ps,j={Fj(ω)}eiωt,其中 ω和 i分別是激勵(lì)的角頻率和虛數(shù)單位,則式(1)中聲壓的解為

    式中:Xj(ω)為激勵(lì)下結(jié)構(gòu)的振動(dòng)位移,則聲壓關(guān)于激勵(lì)力的傳遞函數(shù)為

    在聲學(xué)分析領(lǐng)域中一般更習(xí)慣用聲壓級(jí)SPL來描述噪聲大小:

    式中p0為參考聲壓,p0=2×10-5Pa。

    駕駛室腔內(nèi)總聲壓是所有路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的疊加,與每條路徑傳遞聲壓的幅值和相位均有關(guān)。怠速工況下,懸置被動(dòng)側(cè)激勵(lì)力F(ω,可通過疊加法導(dǎo)出所有路徑傳遞的總聲壓:

    圖2 路徑j(luò)傳遞聲壓對總聲壓的貢獻(xiàn)

    由式(8)與式(9)可知,路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻(xiàn)有正負(fù)之分,由 βj(ω)與 αp_add(ω)的夾角<βj,αp_add>決定(見圖 2)。若<βj,αp_add>為銳角,則路徑傳遞聲壓貢獻(xiàn)為正,可通過匹配對應(yīng)懸置參數(shù),使傳入車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)減小,實(shí)現(xiàn)總聲壓減?。蝗簦鸡耲,αp_add>為鈍角,則路徑傳遞聲壓貢獻(xiàn)為負(fù),可通過匹配對應(yīng)懸置參數(shù),使傳入車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)增大,來控制總聲壓;若<βj,αp_add>接近90°,則路徑傳遞聲壓對總聲壓為中性貢獻(xiàn),即修改對應(yīng)懸置參數(shù)對此路徑的聲學(xué)參與情況不敏感。

    1.2 峰值噪聲的分析方法

    通過測試或數(shù)值仿真,可獲得懸置被動(dòng)側(cè)到駕駛員右耳處的噪聲傳遞函數(shù)(NTF)和懸置被動(dòng)側(cè)的動(dòng)剛度,結(jié)合怠速工況下被動(dòng)側(cè)的加速度激勵(lì),可對總聲壓中峰值噪聲成因進(jìn)行系統(tǒng)分析,以確定峰值噪聲是否由外部激勵(lì)過大、車身NTF過高或接附點(diǎn)動(dòng)剛度不足等因素引起,還是由多方面因素的綜合作用導(dǎo)致。

    2 試驗(yàn)測試與分析方案

    以某前置后驅(qū)車輛為對象搭建其測試平臺(tái),在懸置被動(dòng)側(cè)和駕駛員右耳處分別布置三向加速度傳感器和聲壓傳感器,如圖3所示。分別在懸置被動(dòng)側(cè)平動(dòng)方向(相對車輛坐標(biāo)系)錘擊激勵(lì),測量懸置被動(dòng)側(cè)的 IPI(ω)和錘擊點(diǎn)到駕駛員右耳處的NTF(ω),通過測試數(shù)據(jù)導(dǎo)出主方向的聲壓- 加速度傳遞函數(shù)(ATF(ω)):

    式中:F(ω),SPL(ω)和 a(ω)分別為力錘激勵(lì)力、駕駛員右耳處聲壓和懸置被動(dòng)側(cè)加速度;NTF(ω)為錘擊點(diǎn)到駕駛員右耳處的噪聲傳遞函數(shù),表示結(jié)構(gòu)在力激勵(lì)下傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的靈敏度[3,8]。

    圖3 加速度傳感器與聲壓傳感器布置

    發(fā)動(dòng)機(jī)怠速(空調(diào)關(guān)、散熱風(fēng)扇關(guān)),測試懸置被動(dòng)側(cè)加速度頻譜和駕駛員右耳處聲壓頻譜;基于式(5)合成怠速工況下結(jié)構(gòu)振動(dòng)向駕駛員右耳處傳遞的聲壓,分析流程見圖4。

    圖4 路徑傳遞噪聲合成與峰值噪聲分析流程

    3 結(jié)果與討論

    3.1 路徑傳遞噪聲的合成與貢獻(xiàn)分析

    振動(dòng)能量主要由動(dòng)力總成懸置平動(dòng)傳入車身結(jié)構(gòu),故文中只考慮懸置平動(dòng)振動(dòng)引起的噪聲傳遞,3個(gè)懸置點(diǎn)共有9條傳遞路徑,左、右、后懸置的X,Y和Z方向振動(dòng)傳遞對應(yīng)路徑依次編號(hào)為P1-P9。運(yùn)用式(5)和測試數(shù)據(jù)可對結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行合成,結(jié)果如圖5所示。由圖5可見,在頻段20-300Hz內(nèi),合成聲壓與直接測試聲壓兩者間趨勢很好吻合,問題噪聲均能再現(xiàn),聲壓水平整體較為接近,僅頻段65-118Hz內(nèi)兩者聲壓幅值相差較大。這說明文中提出的合成方法能較好地對結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行合成,且合成精度較高,這從側(cè)面表明可用式(5)等號(hào)右邊各項(xiàng)計(jì)算各路徑傳遞的結(jié)構(gòu)噪聲和研究路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的貢獻(xiàn)。合成聲壓存在兩個(gè)明顯聲壓峰值,分別為64.2dB(27Hz)和 25.8dB(240Hz)。文中選擇27Hz作為危險(xiǎn)頻率點(diǎn)進(jìn)行噪聲貢獻(xiàn)分析與成因診斷。

    圖5 駕駛員右耳處合成聲壓與測試聲壓

    運(yùn)用式(5)計(jì)算的9條路徑傳遞聲壓結(jié)果如圖6所示(只給出聲壓幅值)。在任一頻率點(diǎn)處,圖6可方便、快速地從9條路徑中識(shí)別出主要的聲壓傳遞路徑。對于頻率點(diǎn) 27Hz,路徑 P2,P3,P5,P6和P8傳遞聲壓幅值較大,是主要的結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑,即左懸置YZ方向、右懸置YZ方向和后懸置Y方向。

    圖7 和圖8分別為主要路徑傳遞聲壓的矢量關(guān)系和在頻段20-100Hz內(nèi)的聲壓傳遞特性。由圖7可見,對于這5條傳聲路徑,其中路徑P3,P6和P8傳遞聲壓幅值分別為 7.3×10-3,3.8×10-2和 2.2×10-2Pa,對總聲壓的貢獻(xiàn)為正,因?yàn)槁窂絺鬟f聲壓的相位與總聲壓相位夾角為銳角;路徑P2和P5傳遞聲壓幅值分別為7.9×10-3和2.2×10-2Pa,對總聲壓的貢獻(xiàn)為負(fù)??捎?.1節(jié)中的理論方法,改進(jìn)路徑對應(yīng)方向的懸置參數(shù),使正貢獻(xiàn)路徑對應(yīng)懸置點(diǎn)處激勵(lì)力減小,負(fù)貢獻(xiàn)路徑對應(yīng)懸置點(diǎn)處激勵(lì)力增大,導(dǎo)致正貢獻(xiàn)路徑傳遞聲壓減小,負(fù)貢獻(xiàn)路徑傳遞聲壓增大,最終使疊加后的總聲壓得到控制,這種控制方法相對于傳統(tǒng)振動(dòng)、噪聲控制方法(即控制振動(dòng)噪聲傳遞大的路徑)更具針對性。由圖7還可知,改進(jìn)左、右懸置Z向(特別是右懸置Z向)剛度可使27Hz處的總聲壓得到很好的控制,盡管右懸置Y向(路徑P5)和后懸置Y向(路徑P8)傳遞聲壓幅值較大,但對總聲壓貢獻(xiàn)不顯著,因?yàn)橄辔粖A角接近90°,且路徑P5和P8傳遞聲壓幅值大小接近、相位差接近180°,如果修改此路徑懸置參數(shù)控制聲壓,此路徑懸置參數(shù)須同時(shí)修改。

    圖7 主要傳聲路徑傳遞聲壓的矢量關(guān)系(頻率點(diǎn):27Hz)

    由圖8可見,頻率27Hz處,總聲壓、路徑 P2,P3,P5,P6和 P8傳遞聲壓水平分別為 64.2,51.9,51.2,60.7,65.6和 60.9dB,總聲壓、路徑 P2和 P3傳遞聲壓水平差別較大(13dB左右),即修改這兩條路徑的懸置參數(shù)對總聲壓改變不顯著。在頻段20-100Hz內(nèi),路徑傳遞噪聲存在較多峰值,特別是頻率點(diǎn)27,54和81Hz附近,這些頻率點(diǎn)分別對應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下的2階、4階和6階激勵(lì),說明激勵(lì)頻譜特性是噪聲峰值的一個(gè)成因。

    圖8 主要傳聲路徑傳遞聲壓的幅值

    由式(9)和測試數(shù)據(jù),可獲得路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻(xiàn)系數(shù),見表1。由表可見,路徑P3,P6和P8傳遞聲壓的貢獻(xiàn)系數(shù)為正且值較大,分別為0.176,1.166和0.151;路徑P2和P5傳遞聲壓的貢獻(xiàn)系數(shù)為負(fù)且值較大,分別為-0.224和-0.152,路徑P5傳遞聲壓幅值大于路徑P2,但聲壓的負(fù)貢獻(xiàn)小于路徑P2。聲壓貢獻(xiàn)不僅與路徑傳遞聲壓的幅值有關(guān),而且與總聲壓相位間夾角有關(guān),簡單控制傳遞聲壓幅值大的路徑,不一定能達(dá)到較好的噪聲控制效果,有時(shí)反而會(huì)使總噪聲增加。

    表1 路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻(xiàn)系數(shù)(頻率為27Hz,總聲壓幅值p all=3.24×10-2 Pa,相位為209°)

    3.2 峰值噪聲成因分析

    對于5條主要傳聲路徑,懸置點(diǎn)被動(dòng)側(cè)到駕駛員右耳的NTF如圖9所示。由圖9可見,在27Hz處周圍,路徑 P2,P3,P5,P6和 P8的 NTF值分別為56.0,47.3,54.4,52.7和 48.5dB,對于乘用車,主要激勵(lì)路徑上的NTF目標(biāo)值不超過55dB,即路徑P2和P5的噪聲傳遞函數(shù)不滿足設(shè)計(jì)要求,是導(dǎo)致路徑傳遞聲壓幅值較大的一個(gè)原因。

    圖9 主要路徑的噪聲傳遞函數(shù)(懸置點(diǎn)- 駕駛員右耳)

    懸置被動(dòng)側(cè)動(dòng)剛度數(shù)據(jù)如圖10所示。由圖可見,左懸置Y方向(路徑P2)和Z方向(路徑P3)的動(dòng)剛度在27Hz處較小,分別為2 830和3 420N/mm,動(dòng)剛度較小表示在相同的動(dòng)載荷激勵(lì)下,結(jié)構(gòu)變形較大,向周圍結(jié)構(gòu)傳遞的振動(dòng)能量大、噪聲傳遞明顯。懸置是振動(dòng)傳遞的主要通道,其被動(dòng)側(cè)動(dòng)剛度值至少要在5 000N/mm以上,說明左懸置Y向和Z向動(dòng)剛度不足是導(dǎo)致路徑P2和P3傳遞聲壓幅值較大的一個(gè)原因。

    圖10 懸置點(diǎn)被動(dòng)側(cè)對應(yīng)方向的動(dòng)剛度

    懸置被動(dòng)側(cè)加速度頻譜如圖11所示,圖中加速度按式(11)計(jì)算:

    式中a0為參考加速度,取a0=1.0m/s2。由圖11可見:27,54和81Hz周圍均存在共振峰值,分別對應(yīng)怠速時(shí)2,4和6階激勵(lì)頻率;27Hz周圍,振動(dòng)加速度峰值很明顯,分別達(dá)到-44.4,-38.2,-44.3,-41.9和-44.4dB,特別是路徑P3和P6。怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)大是5條路徑傳遞聲壓幅值較大的一個(gè)重要原因。

    圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)懸置點(diǎn)被動(dòng)側(cè)的加速度響應(yīng)幅值

    主傳聲路徑峰值噪聲成因的分析結(jié)果匯總見表2。其中,懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)過大的問題,可優(yōu)化懸置對應(yīng)方向的剛度,減小振動(dòng)能量傳入車身結(jié)構(gòu);對傳遞路徑中動(dòng)剛度不足或NTF值過大問題,可研究路徑對應(yīng)區(qū)域的構(gòu)件模態(tài)和振動(dòng)傳遞特性,找到關(guān)鍵的構(gòu)件(桿、梁、板件和襯套等),對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

    表2 5條路徑傳遞聲壓較大的成因匯總

    4 結(jié)論

    (1)提出了一種多路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的合成方法,并驗(yàn)證了其合成精度。此方法基于測試的NTF和加速度頻響,導(dǎo)出聲壓- 加速度傳遞函數(shù),然后測試實(shí)際加速度激勵(lì),高精度合成了總聲壓。試驗(yàn)過程簡單、可行,無須像傳統(tǒng)方法直接測量實(shí)際激勵(lì)力,或通過測量傳遞函數(shù)求逆矩陣導(dǎo)出激勵(lì)力[13,15]。

    (2)總聲壓是所有路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的頻域疊加,與路徑傳遞聲壓的幅值與相位均有關(guān)。路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻(xiàn)有正負(fù)之分,由路徑傳遞聲壓與總聲壓間的夾角決定。

    (3)結(jié)合動(dòng)剛度曲線、NTF曲線和激勵(lì)的加速度頻譜,分析了主要傳聲路徑峰值噪聲的成因,并給出了控制峰值噪聲的措施。

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