動(dòng)力總成振動(dòng)對(duì)車內(nèi)噪聲的傳遞路徑影響

李未，李慶華

(長(zhǎng)春大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，吉林 長(zhǎng)春 130022)

汽車的產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計(jì)過(guò)程中，轎車內(nèi)的中低頻結(jié)構(gòu)噪聲是影響車輛乘坐舒適性的主要因素之一.路面不平、動(dòng)力總成系統(tǒng)振動(dòng)以及底盤部件等引起的噪聲不僅會(huì)給車內(nèi)乘員帶來(lái)疲勞和不適，也是城市環(huán)境噪聲的主要來(lái)源.產(chǎn)生車內(nèi)噪聲的因素很多，動(dòng)力總成是車內(nèi)噪聲的重要噪聲源之一.發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)通過(guò)懸置傳至副車架，再傳至車身，進(jìn)而激發(fā)車內(nèi)噪聲［1-2］.因此，研究懸置對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，準(zhǔn)確識(shí)別出動(dòng)力總成振動(dòng)到車內(nèi)噪聲影響較大的傳遞路徑，并對(duì)懸置改進(jìn)設(shè)計(jì)提出行之有效的方案，以便提高動(dòng)力總成懸置的隔振性能，降低振動(dòng)的傳遞，減小車內(nèi)噪聲，達(dá)到提高車輛乘坐舒適性的目的.

利用傳遞路徑分析(transfer path analysis，TPA)方法，通過(guò)實(shí)車試驗(yàn)和分析，可以迅速、有效地識(shí)別出對(duì)車內(nèi)振動(dòng)起主要作用的傳遞路徑，為整車振動(dòng)控制、提高乘坐舒適性提供依據(jù)［3-4］.

本文是對(duì)某國(guó)產(chǎn)轎車進(jìn)行車內(nèi)降噪研究過(guò)程中的試驗(yàn)項(xiàng)目部分.利用LMS/TPA軟件，以某轎車動(dòng)力總成振動(dòng)對(duì)車內(nèi)噪聲影響的分析為例，闡述了傳遞路徑分析的具體方法和試驗(yàn)過(guò)程，按照國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的聲學(xué)評(píng)價(jià)方法，確定了車內(nèi)噪聲較大的工況，分析了動(dòng)力總成振動(dòng)在該工況下對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，識(shí)別出了對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)率較大的傳遞路徑.進(jìn)一步對(duì)主要路徑的激勵(lì)與頻響函數(shù)進(jìn)行分析后確定是否由動(dòng)力總成振動(dòng)導(dǎo)致車內(nèi)噪聲過(guò)大.因此應(yīng)針對(duì)懸置的特性進(jìn)行優(yōu)化分析，以達(dá)到減小車內(nèi)噪聲的目的.

1 傳遞路徑分析方法簡(jiǎn)介

1.1 TPA 原理

傳遞路徑的分析技術(shù)在許多文獻(xiàn)中均有介紹［5-9］.在進(jìn)行傳遞路徑分析時(shí)，假設(shè)系統(tǒng)是線性非時(shí)變系統(tǒng).動(dòng)力總成作為單獨(dú)的激勵(lì)源，振動(dòng)沿懸置形成多個(gè)傳遞路徑并傳遞能量到車內(nèi).車內(nèi)目標(biāo)位置結(jié)構(gòu)聲壓則是所有路徑上產(chǎn)生的貢獻(xiàn)量的線性疊加.

式中:Pt(ω)為車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)結(jié)構(gòu)聲總聲壓，fi(ω)為第i條路徑上的激振力，

F(ω)=［f1(ω)f2(ω)…fn－1(ω)fn(ω)］T為各傳遞路徑激振力列向量.Ht/i(ω)為第i條路徑的頻響函數(shù)(frequency response function，F(xiàn)RF，

Ht(ω)=［Ht/1(ω)Ht/2(ω)…Ht/n－1(ω)Ht/n(ω)］為頻響函數(shù)矩陣.

由式(1)可知，進(jìn)行TPA計(jì)算時(shí)需要知道每條傳遞路徑的頻響函數(shù)與激振力.

1.2 激振力的獲得

由于汽車結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其振動(dòng)源激振力往往不能直接測(cè)量，常需要利用間接的方法獲得，如逆矩陣法和懸置剛度法等.

在利用懸置剛度法估計(jì)激振力時(shí)，需要準(zhǔn)確地確定懸置剛度值.測(cè)量懸置剛度時(shí)，不僅要求按實(shí)車狀態(tài)施加預(yù)載荷和邊界條件，而且還要考慮工作溫度等方面的影響，不易獲得準(zhǔn)確的懸置剛度值.因此，一般多采用逆矩陣法.

用逆矩陣法計(jì)算激振力時(shí)，需在車身上選取適當(dāng)數(shù)量的參考點(diǎn)，通常取參考點(diǎn)數(shù)大于2倍的傳遞路徑數(shù)，同時(shí)再獲得系統(tǒng)在工作狀態(tài)下的頻響函數(shù)，激振力可由式(2)計(jì)算:

式中:F為各傳遞路徑上的激振力向量，F(xiàn)=［F1F2…Fj…Fn］T，j=1，2，…，n;˙X為各參考點(diǎn)的響應(yīng)加速度向量應(yīng)在各耦合點(diǎn)所在懸置附近的車身側(cè)結(jié)構(gòu)上取得;Hij=/Fj為激振力Fj與參考點(diǎn)振動(dòng)加速度間的頻響函數(shù).

1.3 頻響函數(shù)的確定

為獲得準(zhǔn)確的頻響函數(shù)，需要拆除汽車上的激振源(如動(dòng)力總成)，并保留其懸置在車身上的支架結(jié)構(gòu)，利用錘擊法或激振器法來(lái)獲得頻響函數(shù).受動(dòng)力總成懸置點(diǎn)周圍空間的限制，本文采用錘擊法求取頻響函數(shù).

用錘擊法進(jìn)行頻響函數(shù)測(cè)量時(shí)，先要對(duì)錘頭上的力傳感器進(jìn)行標(biāo)定，并在懸置支架上進(jìn)行錘擊激勵(lì)，通常每個(gè)位置敲6～8次，通過(guò)求平均得到試驗(yàn)結(jié)果.

2 車內(nèi)噪聲特性分析

首先對(duì)某轎車內(nèi)噪聲特性進(jìn)行分析.在整車半消聲室轉(zhuǎn)轂上，根據(jù)不同行駛工況下的車內(nèi)噪聲，確定噪聲較大的工況，進(jìn)而針對(duì)該工況進(jìn)行傳遞路徑識(shí)別試驗(yàn).試驗(yàn)在一汽研發(fā)中心的整車半消聲室內(nèi)進(jìn)行.采集噪聲信號(hào)使用LMS的ICP式傳聲器，布置在駕駛員耳旁;數(shù)據(jù)采集設(shè)備為L(zhǎng)MS公司的SCR05便攜式數(shù)字采集系統(tǒng);分析采用LMS Test.lab的Transfer Path Analysis模塊.測(cè)試過(guò)程中門窗均關(guān)閉.

依據(jù)GB/T18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測(cè)量方法》，汽車以最高檔(5檔)行駛，從40 km/h開始，到130 km/h，以10 km/h為間隔，進(jìn)行勻速行駛測(cè)量車內(nèi)噪聲.該車在轉(zhuǎn)轂上勻速行駛時(shí)的車內(nèi)噪聲試驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)表1，主要車速下車內(nèi)噪聲的1/3倍頻程頻譜見(jiàn)圖1.

表1 勻速行駛工況下車內(nèi)噪聲測(cè)量結(jié)果Table 1 The results of interior noise at diffevent constant speeds

圖1 勻速行駛時(shí)車內(nèi)噪聲1/3倍頻程頻譜Fig.1 The 1/3 octave of interior noise at constant speed condition

由試驗(yàn)結(jié)果可以看出，在整個(gè)車速范圍內(nèi)，車速低于100 km/h下勻速行駛時(shí)，車內(nèi)噪聲較小，均小于70 dB(A);隨著車速增加，車內(nèi)噪聲逐漸加大，在車速120 km/h時(shí)的車內(nèi)噪聲最大;同時(shí)，車內(nèi)噪聲峰值主要分布在80～500 Hz范圍內(nèi).因此本文主要研究車速為120 km/h，頻率為20～512 Hz時(shí)動(dòng)力總成對(duì)車內(nèi)噪聲的傳遞路徑分析.

3 傳遞路徑分析試驗(yàn)

針對(duì)上述試驗(yàn)結(jié)果，以120 km/h勻速行駛工況下，對(duì)動(dòng)力總成懸置點(diǎn)車身側(cè)到車內(nèi)噪聲的傳遞路徑進(jìn)行識(shí)別試驗(yàn)為例，試驗(yàn)過(guò)程如下.

1)被試轎車以120 km/h的速度在轉(zhuǎn)轂上勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，測(cè)量動(dòng)力總成各懸置點(diǎn)被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)加速度信號(hào)與車內(nèi)噪聲聲壓值.該車型動(dòng)力總成為3點(diǎn)懸置，分別是動(dòng)力總成左、右懸置及后懸置，共形成9條傳遞路徑到車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn).

2)從車上拆除動(dòng)力總成，保留其在車身上的懸置支架結(jié)構(gòu).在動(dòng)力總成懸置車身側(cè)附近選取6個(gè)以上參考點(diǎn)，并安裝上加速度傳感器，保留轉(zhuǎn)轂試驗(yàn)時(shí)動(dòng)力總成懸置車身側(cè)加速度傳感器和車內(nèi)聲級(jí)計(jì)不動(dòng)，采用錘擊法沿X、Y、Z3個(gè)方向敲擊動(dòng)力總成懸置車身側(cè)加速度傳感器安裝點(diǎn)附近的合適位置，測(cè)量各敲擊點(diǎn)到各參考點(diǎn)及駕駛員耳旁噪聲的頻率響應(yīng)函數(shù)(FRF)，如圖2所示.

圖2 某轎車轉(zhuǎn)轂試驗(yàn)及錘擊法現(xiàn)場(chǎng)Fig.2 The testing spot of the car

3)運(yùn)用LMS/TPA軟件進(jìn)行試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理和傳遞路徑的識(shí)別和分析.

4 傳遞路徑分析識(shí)別

4.1 車內(nèi)噪聲合成及驗(yàn)證

圖3為車速120 km/h時(shí)車內(nèi)噪聲在20～512 Hz的實(shí)測(cè)聲壓級(jí)幅值譜以及動(dòng)力總成懸置各條路徑的貢獻(xiàn)量合成值.

圖3 車速120 km/h時(shí)車內(nèi)噪聲實(shí)測(cè)值與合成值比較Fig.3 Comparison between actual measured and composite value about interior noise at the speed of 120 km/h

從圖3中可以看出，車內(nèi)合成噪聲與實(shí)測(cè)噪聲變化趨勢(shì)相同，驗(yàn)證了該次試驗(yàn)的正確性，但是仍然在幅值上存在誤差.原因可能有:

1)拆除動(dòng)力總成后，由于懸置支架的結(jié)構(gòu)原因，安裝傳感器的測(cè)點(diǎn)位置和激勵(lì)點(diǎn)不是同一個(gè)點(diǎn)，存在一定的距離，從而造成誤差;

2)在進(jìn)行車內(nèi)噪聲合成時(shí)，忽略了由于底盤零部件振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲，造成了一定誤差.

4.2 各條傳遞路徑的貢獻(xiàn)量分析

經(jīng)過(guò)TPA計(jì)算，得到動(dòng)力總成3個(gè)懸置點(diǎn)9條傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量色譜(圖4)以及極坐標(biāo)(圖5).

從圖4中可以看出，在頻率分別為 82、132、231、264 Hz左右時(shí)存在峰值.而該工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 960 r/min，其發(fā)動(dòng)機(jī)二階點(diǎn)火激勵(lì)頻率為132 Hz，其余則是二階噪聲成分的諧波，這些階次成分譜值較高.可見(jiàn)，動(dòng)力總成在該頻率下對(duì)車內(nèi)噪聲的影響很大，需要重點(diǎn)分析.

同時(shí)，從圖4中可以看出，在頻率為132 Hz時(shí)，

1)動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)X方向的振動(dòng)激勵(lì)對(duì)車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)貢獻(xiàn)量最大為57.96 dB(A).

2)動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)Z方向的貢獻(xiàn)量次之為54.96 dB(A).

3)動(dòng)力總成左懸置車身側(cè)X方向的貢獻(xiàn)量為54.71 dB(A).

4)動(dòng)力總成左懸置車身側(cè)Z方向的貢獻(xiàn)量為54.32 dB(A).其他5個(gè)傳遞路徑的貢獻(xiàn)量排序依次下降，且相對(duì)較小.

圖4 動(dòng)力總成各傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)的貢獻(xiàn)量色譜圖Fig.4 The color-map plot of contribution from the main paths of engine to interior

圖4的結(jié)果還表明，該頻率下實(shí)際測(cè)得的車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)為58.14 dB(A)，其中由動(dòng)力總成9條傳遞路徑產(chǎn)生的總聲壓級(jí)貢獻(xiàn)量幅值之和為55.22 dB(A).可見(jiàn)，在頻率為132 Hz的車內(nèi)噪聲響應(yīng)中，動(dòng)力總成懸置振動(dòng)各傳遞路徑的貢獻(xiàn)占主要地位，而其他傳遞路徑引起該頻率下車內(nèi)噪聲聲壓的貢獻(xiàn)量所占的權(quán)重較小，其貢獻(xiàn)量幅值總和為2.92 dB(A)，只占0.05%.與圖 3 所獲得的結(jié)論相吻合.

圖5 動(dòng)力總成各傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)的貢獻(xiàn)量極坐標(biāo)Fig.5 The vector representation of contribution between the target and the main paths of engine assembly

從貢獻(xiàn)量的極坐標(biāo)圖5中，不僅可以看出各條傳遞路徑貢獻(xiàn)量幅值的大小，還可以看出各傳遞路徑貢獻(xiàn)量幅值的相位.圖5表明由于動(dòng)力總成左懸置車身側(cè)Z方向、X方向傳遞路徑貢獻(xiàn)量的相位相反，動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)X方向、Z方向的貢獻(xiàn)量相位接近相反，它們之間貢獻(xiàn)量的幅值互相抵消，從而有效減小各路徑貢獻(xiàn)量合矢量的幅值.同時(shí)，傳遞路徑向量與車內(nèi)噪聲實(shí)測(cè)值向量夾角越小，該路徑對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量越大.可見(jiàn)，動(dòng)力總成右懸置Z方向與動(dòng)力總成左懸置Z方向?qū)噧?nèi)噪聲實(shí)測(cè)值有增大趨勢(shì)，動(dòng)力總成右懸置X方向與動(dòng)力總成左懸置X方向?qū)噧?nèi)噪聲實(shí)測(cè)值有減小趨勢(shì).因此，上述分析表明，在實(shí)施減振時(shí)如果不考慮各條路徑貢獻(xiàn)量的相位，若降低與所要控制的振動(dòng)方向相反傳遞路徑上的振動(dòng)幅值，不僅不能達(dá)到有效的減振效果，反而適得其反.

4.3 激勵(lì)與頻響函數(shù)分析

通過(guò)對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量的分析后，得到對(duì)車內(nèi)噪聲主要貢獻(xiàn)量的路徑.進(jìn)一步分析主要路徑的頻響函數(shù)與激勵(lì)，可判斷引起車內(nèi)噪聲的是車身結(jié)構(gòu)還是動(dòng)力總成振動(dòng).

從圖6和圖7中可以看出，曲線1～4分別為動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)Z方向、動(dòng)力總成左懸置車身側(cè)Z方向、動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)X方向、動(dòng)力總成左懸置車身側(cè)X方向到車內(nèi)噪聲目標(biāo)點(diǎn)的頻響函數(shù)幅值譜和工作力譜.圖6中，將頻率為132 Hz左右時(shí)的4條傳遞路徑頻響函數(shù)放大，可以看出，4條頻響函數(shù)曲線幅值接近，其中曲線4的幅值較大，曲線2的幅值最小.圖7中，放大132 Hz左右時(shí)的4條傳遞路徑的工作力譜可以看出，曲線1和3即動(dòng)力總成右懸置車身側(cè)Z方向、X方向工作力最大.可以證明，在該頻率下，車內(nèi)噪聲是由動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)引起.

因此，要改善該車型的車內(nèi)噪聲水平，應(yīng)主要針對(duì)動(dòng)力總成右懸置Z方向的剛度等特性參數(shù)進(jìn)行匹配和優(yōu)化，可以有效降低車內(nèi)噪聲.

圖6 主要傳遞路徑到車內(nèi)噪聲的頻響函數(shù)Fig.6 The FRF between the main paths and interior

圖7 主要傳遞路徑點(diǎn)上的激勵(lì)力Fig.7 The exciting force of the main transfer paths

5 結(jié)論

本文通過(guò)對(duì)車內(nèi)噪聲特性的分析，確定問(wèn)題較大的工況，并依據(jù)工況對(duì)動(dòng)力總成激勵(lì)對(duì)車內(nèi)噪聲的傳遞路徑的識(shí)別與分析，可以得到如下結(jié)論.

1)運(yùn)用TPA方法不僅可以識(shí)別出動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)對(duì)車內(nèi)噪聲的9條傳遞路徑貢獻(xiàn)量的幅值大小，還可以得到各貢獻(xiàn)量幅值之間的相位關(guān)系，從而為動(dòng)力總成懸置隔振設(shè)計(jì)提供準(zhǔn)確數(shù)據(jù).

2)動(dòng)力總成懸置傳遞路徑分析表明，動(dòng)力總成右懸置的振動(dòng)激勵(lì)對(duì)駕駛員耳旁噪聲的貢獻(xiàn)最大，要改善該車型在上述工況下的噪聲水平，應(yīng)該對(duì)動(dòng)力總成右懸置的隔振性能進(jìn)行改進(jìn)，尤其是右懸置Z方向的隔振性能.

3)通過(guò)對(duì)車內(nèi)噪聲主要貢獻(xiàn)量的路徑激勵(lì)與頻響函數(shù)進(jìn)行分析，明確是否由動(dòng)力總成振動(dòng)導(dǎo)致車內(nèi)噪聲過(guò)大，為后續(xù)懸置優(yōu)化分析指明方向.

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