路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬方法研究

肖文浩，朱亞偉，盧熾華，劉志恩

(1.武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢 430070；2.汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北武漢 430070；3.佛山仙湖實(shí)驗(yàn)室，廣東佛山 528200)

0 引 言

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車的噪聲、振動與聲振粗糙度(Noise、Vibration、Harshness,NVH)性能作為駕駛舒適性的核心指標(biāo)，成為用戶購買汽車的重要考慮因素[1-2]。新能源汽車失去發(fā)動機(jī)噪聲的掩蔽，路面噪聲(簡稱：路噪)問題更加凸顯，關(guān)于路噪的分析，一般相對復(fù)雜，通常采用傳遞路徑分析法(Transfer Path Analysis,TPA)將路噪分解為空氣傳播噪聲與結(jié)構(gòu)傳播噪聲[3]?？諝鈧鞑ピ肼曋饕獮檩喬ヅc路面相互作用，以及輪胎自激振動發(fā)出的噪聲，空氣噪聲的頻率一般大于500 Hz[4]。這部分噪聲一般采用汽車聲學(xué)包解決。但是面對不同車型，結(jié)構(gòu)路噪的貢獻(xiàn)一般沒有確切的范圍。Avutapalli等[5]在處理一輛SUV的路噪問題中發(fā)現(xiàn)結(jié)構(gòu)噪聲主要貢獻(xiàn)頻率在400 Hz以下；趙偉豐等[6]將路噪按頻率分為不同區(qū)間，認(rèn)為結(jié)構(gòu)路噪主要作用區(qū)間在率頻400 Hz以下；Bartolozzi等[7]在模擬整車路噪時(shí)關(guān)注的結(jié)構(gòu)路噪頻率范圍為50～350 Hz；房旭[8]在其研究的路面噪聲OTPA模型中，所取的最大代表性頻率為356 Hz；肖忠等[9]針對純電動車低頻路面噪聲問題時(shí)，重點(diǎn)分析200 Hz 以下的主要峰值；夏洪兵[10]在研究某SUV的低頻路面噪聲時(shí)，認(rèn)為低頻路面噪聲通過結(jié)構(gòu)傳播至車內(nèi)的噪聲頻率一般低于300 Hz。綜上可以發(fā)現(xiàn)，路面噪聲結(jié)構(gòu)傳播噪聲導(dǎo)致的汽車NVH問題，頻率一般在400 Hz以下。

路面噪聲結(jié)構(gòu)傳播噪聲由車輪經(jīng)懸架系統(tǒng)傳至車身，引起車內(nèi)人員不適[7,11]。為分析車輛的路面噪聲結(jié)構(gòu)傳播噪聲，通常要求試驗(yàn)車上路實(shí)測或者用轉(zhuǎn)鼓模擬路面工況。Roozen 等[12]依托齒輪箱試驗(yàn)，提出了一種新的利用外部激勵(lì)來測量傳遞率的方法，在大多數(shù)情況下采用此方法測得的傳遞率質(zhì)量高于運(yùn)行工況下的結(jié)果，原因是采用外力激勵(lì)時(shí)，其響應(yīng)很大程度上相互獨(dú)立，而運(yùn)行工況下的響應(yīng)信號通常是相關(guān)的。

引入外部的激振力對系統(tǒng)進(jìn)行激勵(lì)，然后測試參考點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)之間的傳遞率，為響應(yīng)-響應(yīng)型TPA的改進(jìn)研究提供了一種新思路。為分析路面噪聲結(jié)構(gòu)傳播噪聲，針對激勵(lì)源同時(shí)作用的問題，本文提出以一個(gè)試驗(yàn)臺為依托研究路噪結(jié)構(gòu)載荷的模擬方法，根據(jù)式(1)求得傳遞率矩陣T，再將模擬工況與實(shí)際運(yùn)行工況求得的T作對比，驗(yàn)證所提出方法的可靠性[13]。

式中：GYX為響應(yīng)與參考點(diǎn)響應(yīng)的互譜，GXX為參考點(diǎn)響應(yīng)的自譜。

1 響應(yīng)-響應(yīng)型TPA傳遞率求解

所研究方法屬于響應(yīng)-響應(yīng)型TPA，響應(yīng)-響應(yīng)型TPA模型，一般可以表示為[13]

式中：y(ω)為接收位置的目標(biāo)響應(yīng)信號，ai(ω)為結(jié)構(gòu)載荷的參考響應(yīng)信號，pi(ω)為聲載荷的參考響應(yīng)信號；Ti(ω)、Tj(ω)為參考點(diǎn)與目標(biāo)點(diǎn)之間的傳遞率，為目標(biāo)響應(yīng)和參考響應(yīng)信號的互譜與參考響應(yīng)信號自譜之比；m為結(jié)構(gòu)載荷參考點(diǎn)個(gè)數(shù)，n為所有載荷參考點(diǎn)總個(gè)數(shù)，n-m即為聲載荷的參考點(diǎn)個(gè)數(shù)。

將式(2)寫成矩陣形式為

式中：k為工況的總數(shù)；yk表示第k個(gè)工況的目標(biāo)響應(yīng)信號；akm表示第k個(gè)工況、第m個(gè)結(jié)構(gòu)載荷的參考響應(yīng)信號；pkn表示第k個(gè)工況、第n個(gè)聲載荷的參考響應(yīng)信號；Tn表示第n個(gè)參考點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞率。

為求解傳遞率矩陣T，將式(3)進(jìn)行矩陣變換，可得：

現(xiàn)設(shè)X為參考響應(yīng)信號矩陣，Y為目標(biāo)響應(yīng)信號矩陣，則傳遞率矩陣T可表示為

當(dāng)獨(dú)立工況的數(shù)量足夠多，X為列滿秩矩陣時(shí)，X的逆矩陣可以表示為

式中：上標(biāo)H表示共軛矩陣。

聯(lián)立式(5)和式(6)，可得：

式中：XHX=GXX，XHY=GYX。實(shí)驗(yàn)時(shí)不可避免地存在各類干擾噪聲，通過對不同工況信號的自譜和互譜進(jìn)行平均來實(shí)現(xiàn)降噪。

當(dāng)各路徑的參考響應(yīng)信號之間存在強(qiáng)相關(guān)時(shí)，GXX為病態(tài)矩陣。通常先對矩陣GXX進(jìn)行奇異值分解，即：

式中：U(k×k)和V(k×k)為正交矩陣，U(k×k)由矩陣GXXGHXX的k個(gè)特征值和對應(yīng)的k個(gè)特征向量u構(gòu)成；V(n×n)由矩陣GHXXGXX的n個(gè)特征值和對應(yīng)的n個(gè)特征向量v構(gòu)成；∑(k×n)除了主對角線上是奇異值σ其他位置都是0，其中σi=i≤n。則GXX的廣義逆矩陣為

式中：上標(biāo)+表示矩陣的廣義逆。

一般響應(yīng)-響應(yīng)型TPA 法的關(guān)鍵是獲得參考點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞率矩陣，核心在于求解參考響應(yīng)信號自譜矩陣的逆矩陣，在GXX為病態(tài)矩陣時(shí)，雖然通過奇異值分解可以求得其偽逆解，但是結(jié)果存在較大的隨機(jī)性，難以保證傳遞率求解的精度[14]。因此，在建立TPA模型時(shí)，應(yīng)盡可能采用不同工況下的數(shù)據(jù)，保證不相關(guān)的工況數(shù)量大于傳遞率的數(shù)量，以改善奇異值分解時(shí)矩陣的條件數(shù)[15]。由式(2)～(7)可知，在參考響應(yīng)點(diǎn)和目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)位置確定的情況下，它們之間的傳遞率只與激勵(lì)源的位置有關(guān)，而與激勵(lì)源的強(qiáng)度無關(guān)，理論上說明用激振器模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷具有可行性。同時(shí)用激振器作為激勵(lì)源得到的響應(yīng)很大程度上相互獨(dú)立，因此可以在較少的工況數(shù)據(jù)中獲得參考響應(yīng)信號的列滿秩矩陣，進(jìn)而求解傳遞率矩陣。

2 實(shí)驗(yàn)方案設(shè)計(jì)及試驗(yàn)臺開發(fā)

2.1 方案設(shè)計(jì)

使用微型激振器為車輛提供外部激勵(lì)，為真實(shí)模擬路面對車輪的激勵(lì)，激勵(lì)點(diǎn)應(yīng)為車輪與地面的接觸處，故在試驗(yàn)臺的上臺面設(shè)有3個(gè)安裝孔，實(shí)現(xiàn)激振器在車胎底部的安裝。3個(gè)激振器均勻布置在車胎上，使激勵(lì)更加接近真實(shí)路況。同時(shí)試驗(yàn)臺模擬的是地面對車輛的支撐，由于實(shí)際試驗(yàn)臺的剛度不可能無限大，因此要實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)臺對地面支承的模擬，要求試驗(yàn)臺的最低彈性頻率高于400 Hz。因?yàn)槁访嬖肼暯Y(jié)構(gòu)傳播噪聲導(dǎo)致的汽車NVH 問題，頻率一般在400 Hz 以下，試驗(yàn)臺的最低彈性頻率高于400 Hz 可以避免在關(guān)注頻率范圍內(nèi)，試驗(yàn)臺被激勵(lì)從而導(dǎo)致分析誤差。路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬方案示意圖如圖1所示。

圖1 路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬方案示意圖Fig.1 Simulation scheme of road noise structural load

2.2 試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料選擇

家用車胎寬度一般為165～225 mm[16]?？紤]使用誤差，將上臺面尺寸定為320 mm×250 mm。微型激振器高度一般在60 mm以內(nèi)，再綜合考慮板材厚度、結(jié)構(gòu)剛度、安裝激振器時(shí)的操作空間，將設(shè)備整體高度定為124 mm。

為了適應(yīng)常見的165～225 mm車胎寬度，方便微型激振器的安裝，避免激振器工作時(shí)與臺面干涉，應(yīng)盡可能地增大安裝孔的直徑。但是孔的直徑過大又會導(dǎo)致輪胎與設(shè)備的接觸面減小，輪胎局部壓強(qiáng)過大，產(chǎn)生較大的變形，不符合真實(shí)的輪胎使用場景。綜合考慮上述因素，將安裝孔的直徑定為58 mm，相鄰兩孔之間的距離為70 mm，安裝孔開設(shè)在上臺面的中心位置。綜上，確定試驗(yàn)臺整體尺寸為320 mm×250 mm×124 mm，試驗(yàn)臺示意圖如圖2所示。

對于試驗(yàn)臺的加工，焊接比整體銑削加工更具有經(jīng)濟(jì)性，也可保證較高的連接強(qiáng)度及連接剛度，故試驗(yàn)臺采用焊接加工。為保證z向的支撐強(qiáng)度，采用上下臺面鋼板夾住中間三個(gè)支撐板的布局?？紤]到試驗(yàn)臺的使用場景，不存在摩擦及轉(zhuǎn)動等情況，為一般使用要求，選定材料為鋼Q235-A。鋼Q235-A 廣泛地用于一般要求零件和焊接結(jié)構(gòu)[17]，符合本試驗(yàn)臺對鋼材的要求。

機(jī)械分析中，結(jié)構(gòu)模態(tài)的頻率與模態(tài)剛度及模態(tài)質(zhì)量間的關(guān)系為

式中：ω為結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，k為結(jié)構(gòu)模態(tài)剛度，m為結(jié)構(gòu)模態(tài)質(zhì)量。

為保證試驗(yàn)臺具有較高的一階彈性模態(tài)(以下模態(tài)未作說明均指彈性模態(tài))，由式(10)可知，試驗(yàn)臺的剛度應(yīng)越大越好。材料力學(xué)中，將各類剛度表示為彈性模量與相應(yīng)截面幾何特征的乘積，在材料確定時(shí)，截面幾何特征又決定著質(zhì)量[18]。本試驗(yàn)臺基本結(jié)構(gòu)及材料已確定，為增大剛度只能從焊接工藝以及鋼材厚度著手處理，考慮試驗(yàn)臺的輕便性，確定鋼材厚度為12 mm。

2.3 試驗(yàn)臺模型

利用SolidWorks 軟件對試驗(yàn)臺進(jìn)行三維建模后，在HyperWorks 進(jìn)行網(wǎng)格劃分與建立約束。建立約束時(shí)，考慮試驗(yàn)臺的美觀性，只對其內(nèi)部還有開口處進(jìn)行了焊接處理。焊接處理示意圖如圖3所示，圖中箭頭指向的黑色位置為焊縫。如果該焊接處理無法使試驗(yàn)臺的一階模態(tài)頻率大于400 Hz，可以通過在試驗(yàn)臺外部增加焊點(diǎn)或者加厚板材厚度來增大其一階模態(tài)頻率?？紤]后續(xù)試驗(yàn)驗(yàn)證，會有加速度傳感器的附加質(zhì)量影響，盡管試驗(yàn)臺自身質(zhì)量較大，但參與模態(tài)的并不是結(jié)構(gòu)的全部質(zhì)量，而是結(jié)構(gòu)模態(tài)上活躍部分的有效質(zhì)量[19]。故在有限元分析時(shí)，對傳感器布點(diǎn)進(jìn)行附加質(zhì)量補(bǔ)償，評估傳感器附加質(zhì)量對試驗(yàn)臺模態(tài)頻率的影響。傳感器附加質(zhì)量在圖3中用黃色網(wǎng)格表示。

依托建立的試驗(yàn)臺有限元模型，以是否進(jìn)行傳感器附加質(zhì)量補(bǔ)償為控制變量，進(jìn)行兩組自由模態(tài)分析，分析結(jié)果如表1表示。

表1 傳感器附加質(zhì)量補(bǔ)償前后計(jì)算的模態(tài)頻率Table 1 Mode frequencies calculated before and after adding the additional mass to the sensor

對比傳感器附加質(zhì)量補(bǔ)償前后的計(jì)算模態(tài)，發(fā)現(xiàn)前三階模態(tài)頻率的變化量均小于0.3 Hz，可忽略傳感器附加質(zhì)量對試驗(yàn)臺模態(tài)頻率的影響。從仿真結(jié)果來看，一階模態(tài)頻率與400 Hz 的關(guān)注頻率約有35 Hz的裕度，可安排加工。加工時(shí)應(yīng)考慮機(jī)床加工誤差與裝配誤差，在加工圖紙上清晰標(biāo)注各形狀公差和位置公差。各階計(jì)算模態(tài)振型如圖4所示。

圖4 計(jì)算模態(tài)的一至三階振型Fig.4 The 1st to 3rd mode shapes in the calculated modes

2.4 錘擊測試

測試在整車半消聲室進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)室的截止頻率為63 Hz，本底噪聲為18.0 dB(A)。測試分為兩步進(jìn)行：(1) 按照有限元分析時(shí)傳感器既定布點(diǎn)進(jìn)行加速度傳感器布置；(2) 分別使用氣柱卷和空氣海綿模擬自由邊界，進(jìn)行兩組錘擊試驗(yàn)，測量試驗(yàn)臺的模態(tài)頻率。測試設(shè)備如表2所示，測試場景如圖5所示。

表2 測試設(shè)備Table 2 Testing facilities

圖5 氣柱卷與海綿分別模擬自由邊界Fig.5 The free boundaries separately simulated by air column and sponge

有限元分析結(jié)果表明，試驗(yàn)臺關(guān)注的低階模態(tài)，模態(tài)振幅最大區(qū)域位于A6、A7、A8三點(diǎn)，A6和A8為對稱點(diǎn)。理論上在模態(tài)振幅較大的區(qū)域錘擊，比較容易激勵(lì)起該階模態(tài)，故錘擊點(diǎn)定為A6、A7兩點(diǎn)?？紤]本試驗(yàn)臺只關(guān)注低階模態(tài)頻率，尤其是第一階模態(tài)頻率，有限元分析得到的第一階模態(tài)頻率為435.31 Hz，因此根據(jù)采樣定理將采樣頻率設(shè)置為1 024 Hz。

以A6、A7分別作為激勵(lì)點(diǎn)，13個(gè)加速度傳感器布點(diǎn)為模態(tài)參考點(diǎn)，各錘擊5次，結(jié)果取5次結(jié)果的平均值。測試結(jié)果如圖6所示。

測試結(jié)果表明兩種模擬自由邊界的方法得到的模態(tài)頻率略有差異，頻率差值均在1 Hz 以內(nèi)。相對于海綿模擬邊界，氣柱卷模擬邊界條件時(shí)，在更小的擬合多項(xiàng)式數(shù)量(Model size)就可以穩(wěn)定，且一致性更好，故選用氣柱卷為邊界條件時(shí)測得的模態(tài)數(shù)據(jù)，前三階模態(tài)頻率分別為：435.38、535.17和838.43 Hz。

模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果與有限元分析結(jié)果具有較高的一致性，可以確定試驗(yàn)臺符合設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)要求。表3為各類模態(tài)結(jié)果的對比。圖7為試驗(yàn)?zāi)B(tài)振型。

表3 三階模態(tài)頻率的模擬和測試結(jié)果對比Table 3 Comparison of simulated and tested mode frequencies of three orders of modes

圖7 不同模態(tài)振型分布示意圖Fig.7 Schematic diagram of different mode pattern distributions

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 試驗(yàn)設(shè)計(jì)

試驗(yàn)分兩組工況進(jìn)行，分別是以試驗(yàn)臺為依托的模擬工況和以底盤測功機(jī)為依托的運(yùn)行工況。為了避免多個(gè)激勵(lì)源同時(shí)激勵(lì)產(chǎn)生病態(tài)矩陣，更好地與模擬工況對標(biāo)，在運(yùn)行工況下，只驅(qū)動單個(gè)車輪來與模擬工況對標(biāo)，同時(shí)運(yùn)行工況下輪胎轉(zhuǎn)動，故將參考響應(yīng)點(diǎn)定于輪芯處。當(dāng)車輛被底盤測功機(jī)拖動時(shí)，結(jié)構(gòu)傳播噪聲與空氣傳播噪聲不可避免地交叉在一起，正常家用車輛的車內(nèi)聲壓級較低，頻率在400 Hz 以下，車內(nèi)噪聲對振動的影響可以基本忽略，故取駕駛員座椅導(dǎo)軌z向的加速度作為目標(biāo)響應(yīng)信號，同時(shí)為探究該路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬方法能否模擬路面結(jié)構(gòu)激勵(lì)在車內(nèi)產(chǎn)生的噪聲，在駕駛員右耳處布置了一支麥克風(fēng)采集噪聲信號。

參考響應(yīng)點(diǎn)及目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)傳感器布置如圖8所示。為盡可能減小空氣傳播噪聲的影響，測試采用整車半消聲室的低噪聲轉(zhuǎn)鼓來拖動試驗(yàn)車輛，轉(zhuǎn)鼓的聲學(xué)性能為：在速度100 km·h-1穩(wěn)態(tài)下且沒有車輛和其他噪聲源時(shí)，在轉(zhuǎn)鼓外水平距離1 m、高1 m處測量的噪聲水平小于50 dB(A)。

圖8 在參考點(diǎn)及目標(biāo)點(diǎn)的加速度傳感器布設(shè)Fig.8 Acceleration sensor layout at the target point and reference points

3.2 模擬工況

在駕駛員導(dǎo)軌處及輪芯參考點(diǎn)布置好加速度傳感器后，將4個(gè)試驗(yàn)臺放入各個(gè)車輪正下方，然后將3 個(gè)微型激振器通過試驗(yàn)臺上安裝孔固定于車胎，測試使用的微型激振器功率為25 W，在50～500 Hz 頻率范圍內(nèi)，激振力的均方根值為1.5 N，實(shí)驗(yàn)測試圖如圖9所示，安裝完成后，利用激振器測得模擬工況數(shù)據(jù)。

圖9 路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬的測試圖Fig.9 Test arrangement for structural load simulation of road noise

在實(shí)驗(yàn)過程中，為提高車內(nèi)響應(yīng)信號的信噪比，使用功率放大器將20～500 Hz 的掃頻信號放大，再輸出三路相同的信號以驅(qū)動各個(gè)微型激振器工作。通過試驗(yàn)臺模擬運(yùn)行工況下左前輪路噪結(jié)構(gòu)載荷，在車內(nèi)駕駛員耳旁測得的麥克風(fēng)響應(yīng)信號的頻譜如圖10所示。

圖10 路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬測試中在駕駛員耳旁測得的麥克風(fēng)響應(yīng)信號頻譜Fig.10 The microphone response signal spectrum measured by the driver's ear in the tests for structural load simulation of road noise

由圖10可知，由于微型激振器在50 Hz以下頻段頻響不足，造成該頻段內(nèi)的車內(nèi)目標(biāo)響應(yīng)信號的幅度較低，但整體上超過背景噪聲10 dB，該頻段內(nèi)的信號仍然有效。在50～400 Hz頻段，目標(biāo)響應(yīng)信號平均超過背景噪聲20 dB，信噪比非常高。其他三個(gè)車輪的模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷激勵(lì)結(jié)果與圖10相似，此處不再一一展示。以上結(jié)果表明，通過微型激振器模擬的路噪結(jié)構(gòu)載荷作用于系統(tǒng)時(shí)，產(chǎn)生的響應(yīng)信號可以滿足傳遞率計(jì)算的需要。

3.3 運(yùn)行工況

為進(jìn)一步地將結(jié)構(gòu)路噪分解，避免多個(gè)激勵(lì)源同時(shí)激勵(lì)，更好地與模擬工況對標(biāo)，故拆除試驗(yàn)車輛的右后輪(試驗(yàn)車輛為前驅(qū)車型)，僅讓轉(zhuǎn)鼓拖動左后輪，試驗(yàn)系統(tǒng)物理上成為單輸入單輸出系統(tǒng)。使用轉(zhuǎn)鼓拖動單個(gè)非驅(qū)動輪具有一定危險(xiǎn)性，試驗(yàn)過程中一旦發(fā)現(xiàn)車身劇烈抖動應(yīng)使轉(zhuǎn)鼓緊急剎車，避免發(fā)生事故。

驗(yàn)證試驗(yàn)車輛穩(wěn)定性后，開始試驗(yàn)，將轉(zhuǎn)鼓調(diào)成速度模式(V 模式)，將車速穩(wěn)定在80 km·h-1，開始采集數(shù)據(jù)，得到運(yùn)行工況數(shù)據(jù)。

3.4 試驗(yàn)結(jié)果與討論

利用式(4)～(9)求得兩種工況左后輪參考響應(yīng)點(diǎn)到目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)的傳遞率，驗(yàn)證使用該方法模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷的可靠性。測試結(jié)果如圖11 所示。根據(jù)測試結(jié)果，發(fā)現(xiàn)低于50 Hz頻段的模擬工況的相干函數(shù)明顯偏低，經(jīng)分析是因?yàn)樗玫奈⑿图ふ衿鳛殡姶攀郊ふ衿?，設(shè)計(jì)時(shí)存在低頻響應(yīng)較差的缺陷，故導(dǎo)致50 Hz以下頻段的相干函數(shù)偏低。頻率接近400 Hz的區(qū)域，模擬工況相對運(yùn)行工況的相干函數(shù)偏低，經(jīng)分析是因?yàn)榇颂帪橄到y(tǒng)的反共振點(diǎn)，三個(gè)微型激振器的安裝位置可能偏離車輪正下方，信號輸入存在不同步，微型激振器的激勵(lì)能量遠(yuǎn)小于轉(zhuǎn)鼓的激勵(lì)能量導(dǎo)致出現(xiàn)該現(xiàn)象。但總體來看，兩種工況相干函數(shù)重合度高，且均接近1，證明參考響應(yīng)信號與目標(biāo)響應(yīng)信號具有良好的線性關(guān)系。

圖11 模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷的測試中參考響應(yīng)信號與目標(biāo)響應(yīng)信號的相干函數(shù)和傳遞率Fig.11 The coherence function and transfer rate of the reference response signal and the target response signal in the tests for structural load simulation of road noise

在50～400 Hz頻率區(qū)間，二者傳遞率曲線一致性良好，且在該頻段在其他工況(不同車速及緩加速)測得的傳遞率與勻速80 km·h-1的工況結(jié)果近似。雖然由于存在橡膠襯套等因素，結(jié)構(gòu)路噪的傳遞存在一定的非線性，但在穩(wěn)態(tài)或者準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)工況下，在關(guān)注的低頻段內(nèi)車速對傳遞率的影響可忽略不計(jì)。以上試驗(yàn)結(jié)果說明所研究方法能較好地模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷。

4 結(jié) 論

本文通過設(shè)計(jì)一個(gè)試驗(yàn)臺來研究一種模擬路噪結(jié)構(gòu)載荷的方法，得到如下結(jié)論：

(1) 通過引入外部的激振力對系統(tǒng)進(jìn)行激勵(lì)，測試參考點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)之間的傳遞率，對路噪結(jié)構(gòu)載荷進(jìn)行模擬是有效的。

(2) 該方法可以較為真實(shí)有效地模擬50～400Hz頻率區(qū)間的路噪結(jié)構(gòu)載荷，運(yùn)用該方法可以避免多個(gè)相關(guān)激勵(lì)源同時(shí)作用，避免傳遞率矩陣的求解出現(xiàn)嚴(yán)重偏差。

(3) 該方法可以控制四個(gè)車輪下的微型激振器進(jìn)行不同的輸出，以模擬多種不同的工況。

(4) 微型激振器的性能將直接影響試驗(yàn)結(jié)果，應(yīng)盡可能地選用低頻性能更好的微型激振器進(jìn)行試驗(yàn)。

目前本文只研究了路噪結(jié)構(gòu)載荷模擬方法，下一步擬在試驗(yàn)臺內(nèi)部安裝一個(gè)聲源來對路噪聲載荷模擬方法展開研究，為相關(guān)路噪研究提供更全面的指導(dǎo)。