工況傳遞路徑分析用于辨識(shí)車內(nèi)噪聲源

仲　典，蔣偉康

工況傳遞路徑分析用于辨識(shí)車內(nèi)噪聲源

仲典1，2，蔣偉康1，2

（1.上海交通大學(xué) 振動(dòng)、沖擊、噪聲實(shí)驗(yàn)室，上海 200240；2.上海交通大學(xué) 機(jī)械系統(tǒng)與振動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240）

為了在不拆除耦合部件情況下，實(shí)現(xiàn)車內(nèi)噪聲輻射源和振動(dòng)激勵(lì)源快速辨識(shí)，應(yīng)用工況傳遞路徑分析方法建立車內(nèi)噪聲傳遞多輸入、單輸出模型。進(jìn)行偏奇異值分析辨識(shí)出車內(nèi)噪聲主要輻射源和振動(dòng)激勵(lì)源，計(jì)算各條傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量，并且將目標(biāo)點(diǎn)合成噪聲與實(shí)測(cè)噪聲進(jìn)行對(duì)比。在定置怠速工況下通過(guò)拆除某路徑后預(yù)測(cè)噪聲與實(shí)測(cè)噪聲對(duì)比，驗(yàn)證模型正確性。該方法不限具體車型，可以廣泛地應(yīng)用于車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析。

聲學(xué)；噪聲輻射源；工況傳遞路徑分析；偏奇異值分析

車內(nèi)噪聲的控制是整個(gè)汽車開發(fā)過(guò)程中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)［1］。NVH性能越來(lái)越關(guān)乎車型的口碑和銷量，尤其對(duì)于國(guó)產(chǎn)汽車而言，振動(dòng)噪聲控制上普遍與國(guó)外廠商存在較大差距，迫切地需要一種可靠實(shí)用的技術(shù)指導(dǎo)改進(jìn)NVH性能。

抑制車內(nèi)噪聲最直接有效的方法是聲源和路徑控制［2］。傳遞路徑分析（TPA）技術(shù)是識(shí)別和量化源及傳遞路徑對(duì)目標(biāo)貢獻(xiàn)量的有效工具，能夠?qū)④噧?nèi)人員感知的噪聲信號(hào)分解為貢獻(xiàn)源和傳遞路徑［3-4］。目前市售的振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)也具備諸如傳遞路徑分析等功能，但是用于工程實(shí)際仍存在諸多問題和不便。本文擬采用一種簡(jiǎn)便易行的方法辨識(shí)聲源和傳遞路徑，在保證辨識(shí)效果的前提下大大提高工作效率。

車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)來(lái)自多個(gè)噪聲源，例如動(dòng)力總成、輪胎、風(fēng)和排氣系統(tǒng)。這些噪聲源所輻射的噪聲按傳遞路徑可分為空氣聲和結(jié)構(gòu)聲兩大類［5-6］?？諝饴曋饕怯陕曉赐高^(guò)車身壁板、空隙和縫隙進(jìn)入車內(nèi)。結(jié)構(gòu)聲是由于車身壁板在路面、發(fā)動(dòng)機(jī)、噪聲源等激勵(lì)作用下振動(dòng)向車內(nèi)輻射噪聲。所以，車內(nèi)噪聲傳遞是由兩個(gè)環(huán)節(jié)組成，即振動(dòng)激勵(lì)源-車內(nèi)輻射源（中間激勵(lì)）-人耳。那么，按照車內(nèi)噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，噪聲溯源的過(guò)程應(yīng)該反過(guò)來(lái)，即先找車內(nèi)輻射源，再到振動(dòng)源。

車內(nèi)聲場(chǎng)是很復(fù)雜的非自由聲場(chǎng)［7］，不同位置的噪聲之間存在較強(qiáng)的相干性，需要先利用奇異值分解確定車內(nèi)非相干聲源的個(gè)數(shù)［8］，進(jìn)而應(yīng)用偏奇異值分析找出這些非相干聲源所處的位置［9］，再進(jìn)行振動(dòng)-噪聲傳遞路徑的辨識(shí)。

本文應(yīng)用的工況傳遞路徑分析方法（OTPA）是一種有效獲得振動(dòng)傳遞路徑的在線測(cè)量方法，相比于傳統(tǒng)傳遞路徑分析（TPA），不需要測(cè)量激勵(lì)力和力到響應(yīng)的傳遞函數(shù)［10-11］。這樣既大大簡(jiǎn)化了試驗(yàn)過(guò)程，又減小了由于邊界條件發(fā)生變化而造成的誤差［12］。

1　OTPA方法用于車內(nèi)噪聲源辨識(shí)

如圖1所示，假設(shè)所研究的系統(tǒng)是線性時(shí)不變的，系統(tǒng)的輸出是由系統(tǒng)的輸入沿各自的傳遞路徑傳播到輸入位置的疊加。

圖1　多輸入/單輸出模型

對(duì)照OTPA模型，可將振-聲傳遞模型簡(jiǎn)化成兩級(jí)多輸入單輸出系統(tǒng)。如圖2所示，先將車底盤部件振動(dòng)信號(hào)作為系統(tǒng)輸入，將車內(nèi)各塊壁板的輻射噪聲分別作為輸出信號(hào)；再將輻射聲作為輸入，人耳處噪聲作為輸出信號(hào)。當(dāng)然，溯源的過(guò)程正好相反，為目標(biāo)點(diǎn)—輻射源（中間激勵(lì)）—激勵(lì)源。

圖2　振-聲傳遞路徑模型

1.1相干性分析

相干性分析是分析輸出信號(hào)的頻率與各輸入信號(hào)特征頻率之間的關(guān)系，即確定各輻射聲源對(duì)目標(biāo)點(diǎn)噪聲的影響。對(duì)于這樣一個(gè)多輸入單輸出系統(tǒng)，主要進(jìn)行重相干分析，判別輸入輸出信號(hào)的內(nèi)在關(guān)系，確定有無(wú)重要輻射源的遺漏。

重相干函數(shù)定義為

其中Hi（f）是頻響函數(shù)，Syi（f）是輸入輸出信號(hào)的互功率譜，Syy（f）是輸出信號(hào)的自功率譜。通常根據(jù)重相干函數(shù)是否大于0.9來(lái)判斷輸入信號(hào)是否足夠表征系統(tǒng)的輸入狀況［4］。

然而在實(shí)際工程應(yīng)用中，很難保證重相干函數(shù)在整個(gè)分析頻段上都達(dá)到0.9以上，同時(shí)注意到只有噪聲較大的頻率才要求重相干函數(shù)足夠高，所以本文提出參照頻譜的概念。

1.2奇異值分析

利用奇異值分解確定獨(dú)立聲源的個(gè)數(shù)。奇異值矩陣Σ中非零對(duì)角元素的個(gè)數(shù)，即非零奇異值的個(gè)數(shù)，可以認(rèn)為與非相干聲源的數(shù)量相等［8］。對(duì)多個(gè)噪聲源輸入通道的頻域信號(hào)進(jìn)行奇異值分解［12］

U、V是矩陣X的奇異向量矩陣，均為酉矩陣。

σi代表Sxx的第i個(gè)奇異值，且滿足σ1≥σ2≥…≥σn≥0。在存在干擾和測(cè)試誤差的情況下，可根據(jù)截?cái)嗾`差確定獨(dú)立聲源的個(gè)數(shù)p。本文采用奇異值衰減率來(lái)確定非零奇異值的個(gè)數(shù)。從最大的奇異值σ1往下數(shù)，直到某個(gè)奇異值σp比σ1小20 dB為止，即認(rèn)為這p個(gè)奇異值表征了輸入信號(hào)的全部獨(dú)立成分，也就確定了獨(dú)立聲源的個(gè)數(shù)。

可利用偏奇異值分析來(lái)確定獨(dú)立聲源的位置，如果全部輸入信號(hào)的前幾階奇異值與其中某組輸入的奇異值相似，就表明該組輸入包括了系統(tǒng)最主要的聲源［7-9］。

1.3貢獻(xiàn)量分析

將σp后面的奇異值全部置零，處理之后的奇異值矩陣記為，則路徑的傳遞率矩陣為

利用所建立的OTPA模型計(jì)算的輸出信號(hào)為

輸入xi對(duì)輸出y的路徑貢獻(xiàn)為

對(duì)于振動(dòng)激勵(lì)源，只需將所測(cè)試的振動(dòng)信號(hào)作為系統(tǒng)的輸入，某個(gè)輻射源作為輸出，即可依照上面所述的理論來(lái)建立各振動(dòng)信號(hào)到輻射源聲信號(hào)的傳遞，進(jìn)而計(jì)算出各條路徑的貢獻(xiàn)。

2　工程應(yīng)用

為了辨識(shí)主要噪聲源，在可能成為主要噪聲源的結(jié)構(gòu)表面布置傳聲器，如圖3所示。包括儀表盤上區(qū)域、前擋風(fēng)玻璃、儀表盤下區(qū)域、前排車頂、前排地板、前排車窗區(qū)域、中排車頂、中排地板、中排車窗區(qū)域、后排車頂、后排地板、后排車窗區(qū)域、后擋風(fēng)玻璃，共16個(gè)通道。在副駕駛員右耳處放置一個(gè)傳聲器（M17）作為車內(nèi)噪聲的目標(biāo)點(diǎn)。

圖3　車內(nèi)傳聲器布置示意圖

為了辨識(shí)引起車身壁板振動(dòng)的激勵(lì)源，按照傳遞路徑結(jié)構(gòu)圖，在發(fā)動(dòng)機(jī)三個(gè)懸置輸出側(cè)、傳動(dòng)軸中間支撐、主減速器、后橋、四個(gè)懸架下端分別布置三向加速度傳感器，在排氣管四個(gè)吊耳處沿Z向布置單向加速度傳感器，這些測(cè)點(diǎn)就是OTPA模型中的參考點(diǎn)，所測(cè)得的振動(dòng)既是從激勵(lì)源到參考點(diǎn)的輸出，又可看作從參考點(diǎn)到車內(nèi)輻射源的輸入。試驗(yàn)中所采用的樣車，在5檔60 km/h勻速行駛工況下車內(nèi)噪聲較為明顯，將其作為典型工況進(jìn)行分析。

2.1車內(nèi)噪聲輻射源的辨識(shí)

以M 1—M 16的聲信號(hào)作為輸入，以副駕駛員右耳的聲信號(hào)（M 17）作為輸出。重相干函數(shù)如圖4所示。可見重相干函數(shù)在0～1 000 Hz范圍內(nèi)的絕大多數(shù)頻率上都在0.9以上，可以斷定沒有重要路徑被遺漏。

圖4　噪聲信號(hào)重相干分析

車內(nèi)噪聲信號(hào)奇異值分解的結(jié)果如圖5所示。按照前面提出的判斷標(biāo)準(zhǔn)，確定輸入信號(hào)含有4個(gè)獨(dú)立成分。

圖5　噪聲信號(hào)奇異值分解

按照偏奇異值分析理論［9］，得到4個(gè)最主要的聲源，依次是：儀表盤上方（通道2），中排右車窗（通道11）、前排車頂（通道4）、后排地板（通道13）。由這4個(gè)聲源組成新的多輸入單輸出系統(tǒng)，奇異值如圖6所示。比較圖5和圖6可知，兩圖中最大的4個(gè)奇異值十分相似，表明選擇的4個(gè)聲源較好地包含了整個(gè)系統(tǒng)的輸入的重要信息。

根據(jù)建立的車內(nèi)噪聲的聲學(xué)模型，計(jì)算的頻譜與實(shí)際測(cè)量的噪聲頻譜對(duì)比如圖7所示，預(yù)測(cè)的總聲壓級(jí)65.8 dB（A），而實(shí)際測(cè)量得到的總聲級(jí)為66.4 dB（A），誤差0.6 dB（A）。

圖6　獨(dú)立源的奇異值分解

圖7　預(yù)測(cè)噪聲與實(shí)測(cè)噪聲

2.2車內(nèi)振動(dòng)激勵(lì)源的辨識(shí)

由以上分析可知，儀表盤上方區(qū)域?yàn)樽钪饕脑肼曒椛湓础，F(xiàn)以車底振動(dòng)信號(hào)為系統(tǒng)輸入，儀表盤上方聲信號(hào)作為輸出?？紤]到這些振動(dòng)信號(hào)存在較大的相干性，故先對(duì)其作奇異值分解。如圖8所示，奇異值曲線分為兩個(gè)層次，較高的一層包含20條曲線。利用偏奇異值分析找出偏奇異值最大的20個(gè)通道［9］，以它們?yōu)檩斎?，儀表盤上方聲信號(hào)為輸出，進(jìn)行重相干分析，結(jié)果如圖9所示。

圖8　振動(dòng)信號(hào)奇異值分解

圖9　振動(dòng)信號(hào)重相干分析

按照式（3）計(jì)算出輻射源的參照頻譜如圖10所示，可見峰值位置與實(shí)測(cè)頻譜比較吻合，可以斷定這些振動(dòng)信號(hào)的輸入能夠代表系統(tǒng)的輸入特性。

圖10　輻射源的A聲級(jí)頻譜與參照頻譜

對(duì)選出的這20個(gè)輸入信號(hào)進(jìn)行奇異值分解如圖11所示，與圖8比較可知，兩圖中較大的奇異值十分相似。按照20 dB的判斷標(biāo)準(zhǔn)，認(rèn)為其中包含了4個(gè)獨(dú)立成分。

圖11　振動(dòng)信號(hào)奇異值分解

根據(jù)建立的振-聲傳遞路徑模型，計(jì)算得到的輸出噪聲頻譜與實(shí)測(cè)頻譜如圖12所示，可見二者基本吻合，經(jīng)計(jì)算輸出總聲級(jí)為67.7 dB（A），實(shí)測(cè)總聲級(jí)為68.2 dB（A），誤差0.5 dB（A）。

2.3路徑貢獻(xiàn)量分析

由圖12所示的噪聲頻譜可見，63 Hz為最主要的峰值頻率，故在此頻率下按照（7）式計(jì)算各條路徑的貢獻(xiàn)量，結(jié)果如圖13所示，可見主減速器Z向，中間支撐Y向，右后懸架Z向，3#排氣管吊耳Z向這幾條路徑的貢獻(xiàn)最大，應(yīng)該作為最首要的整改目標(biāo)。

圖12　預(yù)測(cè)噪聲與實(shí)測(cè)噪聲

圖13　各傳遞路徑貢獻(xiàn)量

將0 Hz～1 000 Hz等分成250個(gè)頻段，在每個(gè)頻段上做貢獻(xiàn)量計(jì)算，得到各條路徑的貢獻(xiàn)量頻譜如圖14所示，從中可以快速地找到各個(gè)頻率下貢獻(xiàn)較大的路徑。

圖14　各傳遞路徑貢獻(xiàn)量頻譜

3　辨識(shí)效果驗(yàn)證

為了驗(yàn)證辨識(shí)出的結(jié)果是否真實(shí)可靠，需要進(jìn)行驗(yàn)證性試驗(yàn)?？紤]到怠速工況結(jié)構(gòu)聲主要關(guān)注動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)和排氣管吊耳的傳遞［13］，故首先在定置怠速工況下測(cè)定車內(nèi)噪聲及參考點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)，然后拆開第4個(gè)排氣管吊耳，即斷開一條排氣管振動(dòng)到車身的傳遞路徑，再次測(cè)量同樣位置的噪聲及振動(dòng)信號(hào)。

在不拆除吊耳的工況下，可以利用建立好的OTPA模型計(jì)算出各條路徑的貢獻(xiàn)，并且能預(yù)測(cè)斷開排氣管吊耳之后的車內(nèi)噪聲，將這個(gè)預(yù)測(cè)的車內(nèi)噪聲頻譜與拆除前后頻譜相比較如圖15所示，可見預(yù)測(cè)頻譜與實(shí)測(cè)頻譜吻合很好。原噪聲總聲級(jí)為41.2 dB（A），預(yù)測(cè)拆除后總聲級(jí)40.5 dB（A），拆除后實(shí)測(cè)總聲級(jí)為40.7 dB（A），誤差很小，表明之前所建立的聲學(xué)傳遞路徑模型及預(yù)測(cè)方法是足夠準(zhǔn)確的。

圖15　車內(nèi)輻射噪聲頻譜

4　結(jié)語(yǔ)

（1）建立了車內(nèi)噪聲的傳遞路徑模型，利用所提出的參照頻譜的概念，可以準(zhǔn)確地判斷沒有重要路徑遺漏。

（2）通過(guò)對(duì)車內(nèi)噪聲信號(hào)進(jìn)行重相干分析和奇異值分解，找到了車內(nèi)噪聲獨(dú)立的輻射源的個(gè)數(shù)和位置。并且由模型合成的目標(biāo)點(diǎn)噪聲與實(shí)測(cè)噪聲基本吻合，說(shuō)明所建立的傳遞路徑模型真實(shí)可靠。

（3）通過(guò)對(duì)各條路徑進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，可以快速準(zhǔn)確地發(fā)現(xiàn)車內(nèi)噪聲主要來(lái)自主減速器、傳動(dòng)軸中間支撐以及懸架的振動(dòng)，而空氣路徑影響很小。

（4）通過(guò)定置怠速工況下拆除排氣管吊耳的對(duì)比試驗(yàn)，驗(yàn)證了貢獻(xiàn)量計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

［1］林逸，馬天飛，姚為民，等.汽車NVH特性研究綜述［J］.汽車工程，2002：177-181+186.

［2］SUNG S，CHAO S，LINGALA L H.Mundy.Structuralacoustic analysis of vehicle body panel participation to interioracousticboomnoise［J］.SAE2011World Congress and Exhibition，April 12，2011-April 14，2011.

［3］楊洋，褚志剛，熊敏.基于阻抗矩陣法的車內(nèi)共鳴聲的傳遞路徑分析［J］.振動(dòng)與沖擊，2014，33（18）：164-169+176.

［4］YAN LI，JIANG WEI KANG.Research on the procedure for analyzing the sound quality contribution of sound sources and its application［J］.Applied Acoustics，2014（79）：75-80.

［5］郭榮，萬(wàn)鋼，趙艷男，等.車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析方法探討［J］.振動(dòng)、測(cè)試與判斷，2007，27（3）：199-203.

［6］趙群，張義民，趙晉芳.振動(dòng)傳遞路徑的功率流傳遞靈敏度分析［J］.振動(dòng)與沖擊，2009，28（7）：183-186.

［7］蔣偉康，陳光治.偏奇異值分析在非自由場(chǎng)聲源解析中的應(yīng)用［J］.振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2000，13（4）：644-649.

［8］KOMPELLA M S，DAVIES P，BERNHARD R J，et al.A technique to determine the number of incoherent sources contributions to the response of a system［J］.Mechanical Systems and Signal Processing，1994，8（4）：363-380.

［9］蔣偉康，高田博，西擇男.聲近場(chǎng)綜合試驗(yàn)解析技術(shù)及其在車外噪聲分析中的應(yīng)用［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，1998，34（5）：76-84.

［10］DE KLERK D，OSSIPOV A.Operational transfer path analysis：theory，guidelines and tire noise application［J］. Mechanical Systems and Signal Processing，2010，24（7）：1950-1962.

［11］GAJDATSY P，JANSSENS K，WIMDESMET H，et al. Application of the transmissibility concept in transfer path analysis［J］.Mechanical Systems and Signal Processing，2010，24（7）：1963-1976.

［12］王彬星，鄭四發(fā).運(yùn)行工況下車內(nèi)噪聲的能量傳遞路徑分析［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2011，31（5）：71-74.

［13］靳豹，賈艷賓.某SUV怠速車內(nèi)異響分析［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2015，35（2）：77-79+85.

Identification of Vehicle's Interior Noise Sources by Using Operational Transfer PathAnalysis

ZHONGDian1，2，JIANG Wei-kang1，2
（1.Institute of Vibration Shock&Noise，Shanghai Jiaotong University，Shanghai 200240，China；2.State Key Laboratory of Mechanical System and Vibration，Shanghai Jiaotong University，Shanghai 200240，China）

To identify the noise sources and vibration sources quickly without disassembling coupling components，a multi-input/single-output system model is established by using the operational transfer path analysis.Independent sound sources and major vibration sources are identified with the partial singular value analysis.The contribution to interior noise of each structure path is calculated.The synthetic noise at the objective points is compared with the measurement noise.The model is verified by comparing the prediction noise with the real noise after removing some transfer path under idle working condition.This method can be used to analyze the vehicle's interior noise transfer path widely.

acoustics；noise radiation source；operational transfer path analysis（OTPA）；partial singular value analysis

TB53

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.023

1006-1355（2016）03-0110-05+146

2015-12-08

仲典（1991-），男，吉林長(zhǎng)春人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)槠嘚VH。Email：zhongdian_mail@126.com

蔣偉康（1961-），男，博士，教授，博士生導(dǎo)師。Email：wkjiang@sjtu.edu.cn