基于OTPA方法的乘用車路面噪聲傳遞路徑分析

陳 克，房 旭

(沈陽(yáng)理工大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，沈陽(yáng) 110159)

車輛路面行駛時(shí)，車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)來(lái)自多個(gè)噪聲源，主要有動(dòng)力總成噪聲、路面噪聲、風(fēng)噪等，這些輻射噪聲按照傳遞路徑種類可分為結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲兩大類[1]。車輛中速行駛時(shí)，由于空氣噪聲自身特性的緣故，對(duì)車內(nèi)噪聲影響較小，可以認(rèn)為車內(nèi)噪聲主要來(lái)自于路面激勵(lì)造成的結(jié)構(gòu)噪聲[2]。

有限元法、能量統(tǒng)計(jì)法和實(shí)驗(yàn)測(cè)試技術(shù)的應(yīng)用初步解決了汽車振動(dòng)噪聲問(wèn)題，王登峰等[3]通過(guò)建立數(shù)學(xué)模型計(jì)算出車內(nèi)噪聲的大小，降低了車輛前期正向開發(fā)的工作量。Hashioka M等[4]運(yùn)用坐標(biāo)轉(zhuǎn)換技術(shù)，應(yīng)用于車身結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化。李華良等[5]運(yùn)用數(shù)值模擬技術(shù)，通過(guò)建立路面激勵(lì)引起車內(nèi)噪聲的CAE模型，驗(yàn)證了實(shí)驗(yàn)和仿真結(jié)合的可能性和準(zhǔn)確性。

傳遞路徑分析(Transfer Path Analysis，TPA)最早源于Verheij J W提出[6]，經(jīng)過(guò)多年的深入研究，衍生出工況傳遞路徑分析(Operational Transfer Path Analysis，OTPA)、多參考傳遞路徑分析、拓展工況傳遞路徑分析等多種用于對(duì)路徑貢獻(xiàn)量的分析方法。

OTPA方法被德國(guó)MUELLER-BBM公司首先提出，該方法在被測(cè)物實(shí)況運(yùn)行條件下測(cè)試，無(wú)需拆裝被測(cè)物，基于系統(tǒng)的輸入和響應(yīng)信號(hào)計(jì)算傳遞率函數(shù)[7]，保留了系統(tǒng)最原始真實(shí)的傳遞特性，迅速得到了工程實(shí)踐領(lǐng)域的廣泛應(yīng)用。伍先俊等[8]利用OTPA方法對(duì)車輛路面噪聲進(jìn)行分析，研究結(jié)構(gòu)振動(dòng)和聲激勵(lì)對(duì)駕駛員右耳側(cè)的貢獻(xiàn)。劉念斯等[9]在路噪研究中采用了將OTPA結(jié)合傳遞函數(shù)分析的方法，提高了問(wèn)題診斷的準(zhǔn)確性。

本文基于OTPA方法的基本理論和分析流程，建立路面、車輪、懸架、車身、駕駛室的36條振聲傳遞路徑模型，并對(duì)某國(guó)產(chǎn)SUV車型40km/h速度在粗糙路面行駛時(shí)車內(nèi)噪聲較大的問(wèn)題進(jìn)行分析，研究路面激勵(lì)對(duì)于車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量，利用奇異值分解技術(shù)對(duì)工況數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，驗(yàn)證路噪模型的準(zhǔn)確性，并指出峰值頻率點(diǎn)車內(nèi)噪聲較大的原因。

1 OTPA方法基本原理

在傳統(tǒng)TPA方法中，假設(shè)系統(tǒng)是線性時(shí)不變的，系統(tǒng)的輸入信號(hào)沿著各自的傳遞路徑到達(dá)輸出位置，疊加貢獻(xiàn)至目標(biāo)點(diǎn)，其傳遞特性可表示為

(1)

(2)

式中：Yk表示系統(tǒng)的輸入信號(hào)；Xi表示系統(tǒng)的輸入信號(hào)；Hik表示對(duì)應(yīng)路徑的傳遞函數(shù)。式(2)的矩陣形式表示為

Y=XH

(3)

在OTPA方法中，式(3)的輸入和輸出信號(hào)皆為工況條件下同時(shí)測(cè)得的。以振聲傳遞模型為例，X為路徑輸入點(diǎn)處被動(dòng)端的響應(yīng)信號(hào)，Y為目標(biāo)點(diǎn)的噪聲響應(yīng)信號(hào)，此時(shí)工況下的傳遞函數(shù)H變?yōu)閭鬟f率A，即

Y=XA

(4)

矩陣表達(dá)式為

(5)

式中：m為路徑數(shù)；n為數(shù)據(jù)采集點(diǎn)數(shù)；r為輸出信號(hào)路徑數(shù)目。

通常輸入矩陣不是方陣(m≠r)。因此在計(jì)算傳遞函數(shù)時(shí)就要用到最小二乘原理來(lái)估計(jì)傳遞函數(shù)矩陣的元素，其表示為

A=(XTX)-1(XTY)=X+Y=G-1xxGxy

(6)

式中：A為傳遞率矩陣；X+為X的廣義逆矩陣；Gxx為輸入變量的自功率譜矩陣；Gxy為輸入和輸出變量的互功率譜矩陣。

為保證傳遞函數(shù)的正常求解，測(cè)試工況數(shù)r必須要大于路徑數(shù)m。但由于輸入信號(hào)存在相互串?dāng)_和相關(guān)性，求解傳遞率函數(shù)誤差較大，奇異值分解(SVD)作為一種矩陣分解方法，具有很好的消除串?dāng)_效果。為避免上述錯(cuò)誤的發(fā)生，需要對(duì)X矩陣進(jìn)行奇異值分解，即

Xn×v=Un×n∧n×v

(7)

(8)

此時(shí)的輸出信號(hào)為

(9)

各路徑的貢獻(xiàn)量為

(10)

2 路面噪聲OTPA模型的建立與驗(yàn)證

當(dāng)車輪在粗糙路面上行駛時(shí)，不平路面輸入給輪胎隨機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)，振動(dòng)從胎面?zhèn)髦凛S頭，再?gòu)妮S頭分別通過(guò)懸架、副車架等部件傳至車身，最終激勵(lì)起車身上的板件模態(tài)從而產(chǎn)生噪聲。

2.1 路面噪聲OTPA模型的建立

某國(guó)產(chǎn)SUV車型主觀評(píng)價(jià)時(shí)，發(fā)現(xiàn)當(dāng)車輛以40km/h速度在粗糙路面行駛時(shí)，車內(nèi)噪聲較為明顯，嚴(yán)重影響車內(nèi)乘員的舒適性。由于懸架結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，路噪OTPA模型主要分析前后懸架與車身的安裝點(diǎn)的傳遞情況，建立的路噪OTPA模型如圖1所示。

圖1 路噪OTPA模型示意圖

測(cè)試車輛前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，其中轉(zhuǎn)向機(jī)和下控制臂都是安裝在前副車架上，前減震器與車身左右共2個(gè)安裝點(diǎn)，副車架與車身左右共6個(gè)安裝點(diǎn)。后懸架為扭力梁式非獨(dú)立懸架，其中后縱臂與車身左右共有2個(gè)安裝點(diǎn)，后減震器與車身左右共2個(gè)安裝點(diǎn)。以懸架到車身共12個(gè)連接點(diǎn)36個(gè)方向的振動(dòng)加速度作為輸入變量，車內(nèi)噪聲的聲壓信號(hào)作為輸出變量，建立多輸入單輸出路噪傳遞路經(jīng)，如表1所示。

表1 路噪傳遞路徑表

2.2 OTPA測(cè)試

測(cè)試實(shí)驗(yàn)共采集2組工況數(shù)據(jù)，第一組采用勻加速到40km/h的工況數(shù)據(jù)計(jì)算傳遞率；第二組采用40km/h勻速行駛時(shí)工況數(shù)據(jù)用于右耳噪聲擬合值的計(jì)算，兩組工況數(shù)據(jù)的使用方法如圖2所示。測(cè)試方法依據(jù)GB/T 18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測(cè)量方法》進(jìn)行；測(cè)試設(shè)備主要有LMS數(shù)采設(shè)備、PCB三向加速度傳感器、GRAS傳聲器等；測(cè)點(diǎn)位置為表1中12個(gè)安裝點(diǎn)的X、Y、Z方向。

圖2 工況數(shù)據(jù)使用示意圖

為保證輸入矩陣自功率譜的可逆性，應(yīng)使輸出信號(hào)中的路徑數(shù)目多于設(shè)定的傳遞路徑數(shù)目。又由于工況測(cè)量時(shí)輸入信號(hào)間存在串?dāng)_和耦合等不良因素，因此對(duì)得到的數(shù)據(jù)進(jìn)行奇異值分解處理。根據(jù)路噪OTPA模型，計(jì)算得到擬合的車內(nèi)噪聲聲壓輸出信號(hào)，并將其與實(shí)測(cè)信號(hào)做對(duì)比，結(jié)果如圖3所示。

圖3 車內(nèi)噪聲實(shí)測(cè)信號(hào)和擬合信號(hào)對(duì)比圖

由于車輛在中速行駛時(shí)，車內(nèi)噪聲主要來(lái)自于路面不平激勵(lì)通過(guò)懸架傳至車身的低頻結(jié)構(gòu)噪聲，集中表現(xiàn)在400Hz以下[10]。圖3中對(duì)40km/h車內(nèi)噪聲擬合信號(hào)和實(shí)測(cè)信號(hào)比較可知，兩者在0～400Hz所關(guān)注的低頻區(qū)域趨勢(shì)基本一致，吻合性較好；曲線擬合效果較好，驗(yàn)證了所建立路面噪聲OTPA模型的準(zhǔn)確性，但在局部頻率段內(nèi)還存在一定的誤差?？紤]產(chǎn)生誤差的主要原因有

(1)建立模型時(shí)只考慮了結(jié)構(gòu)路徑中懸架與車身主要連接點(diǎn)對(duì)駕駛員右耳噪聲的影響，忽略了一部分路徑對(duì)車身的激勵(lì)，存在車身結(jié)構(gòu)非重要路徑遺漏的問(wèn)題；

(2)實(shí)驗(yàn)時(shí)，駕駛室的密閉程度有限，存在空氣路徑向車內(nèi)泄露噪聲的影響。

3 OTPA結(jié)果分析

3.1 各激勵(lì)位置總聲壓級(jí)貢獻(xiàn)分析

根據(jù)上述OTPA模型，計(jì)算得到工況下0～400Hz全頻段車內(nèi)噪聲的A計(jì)權(quán)總聲壓級(jí)貢獻(xiàn)，如圖4所示。在36條路徑貢獻(xiàn)量中左后縱臂Z方向?qū)︸{駛員右耳側(cè)響應(yīng)噪聲的貢獻(xiàn)量最大，為46.9dB(A)；左前減震器X、Y、Z三個(gè)方向的貢獻(xiàn)量普遍較高，分別為X方向46.34dB(A)，Y方向43.41dB(A)，Z方向46.32dB(A)，平均貢獻(xiàn)量遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其他位置，為主要的改進(jìn)位置。

圖4 各輸入路徑對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量

3.2 峰值頻率點(diǎn)分析

圖5為車內(nèi)噪聲擬合信號(hào)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)，聲壓級(jí)從開始到163Hz成逐漸快速增大的趨勢(shì)，并最終呈均勻波動(dòng)狀。在163～182Hz聲壓級(jí)迅速減小，并且在實(shí)測(cè)信號(hào)中也表現(xiàn)出這一特點(diǎn)，考慮是油門間隙導(dǎo)致的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲泄露突然減小所致。在182～230Hz內(nèi)，聲壓級(jí)整體表現(xiàn)較大，且呈突增趨勢(shì)，其中在217Hz達(dá)到峰值最大。在230Hz以后，聲壓級(jí)呈逐步變小的趨勢(shì)，并逐漸趨于平穩(wěn)。在整個(gè)研究頻率范圍內(nèi)，聲壓級(jí)最高的峰值頻率為217Hz。

圖5 車內(nèi)噪聲擬合信號(hào)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)

3.3 峰值頻率處噪聲貢獻(xiàn)分析

圖6為峰值頻率點(diǎn)217Hz處關(guān)鍵路徑貢獻(xiàn)量圖。

圖6 峰值頻率點(diǎn)217Hz處關(guān)鍵路徑貢獻(xiàn)量圖

如圖6所示，在峰值頻率217Hz處，貢獻(xiàn)量最大的五條路徑依次是左前減震器X方向38.82dB(A)、左前減震器Y方向37.83dB(A)、前副車架左后安裝點(diǎn)Y方向31.53dB(A)、前副車架右中安裝點(diǎn)Y方向30.23dB(A)、右后縱臂Z方向29.67dB(A)。

由于根據(jù)峰值頻率217Hz處各路徑貢獻(xiàn)量無(wú)法確定具體造成峰值頻率點(diǎn)聲壓值較高的原因，即是輸入激勵(lì)過(guò)大還是傳遞率過(guò)大從而放大了整個(gè)路徑貢獻(xiàn)量，因此要做具體分析。

3.4 關(guān)鍵路徑的輸入激勵(lì)與傳遞率函數(shù)分析

圖7為關(guān)鍵路徑輸入激勵(lì)頻譜圖。

圖7 關(guān)鍵路徑輸入激勵(lì)頻譜圖

由圖7可知，在峰值頻率217Hz處，路徑輸入激勵(lì)最大的是左前減震器X方向，為6.93e-3g；其次為右后縱臂輸入激勵(lì)為6.85e-3g；第三為左前減震器Y方向輸入激勵(lì)，為4.70e-3g。而前副車架左后安裝點(diǎn)Y方向和前副車架右后安裝點(diǎn)Y方向輸入激勵(lì)較小，不是主要的輸入激勵(lì)源。

圖8為關(guān)鍵路徑傳遞率曲線圖。

圖8 關(guān)鍵路徑傳遞率曲線圖

由圖8可知，在峰值頻率217Hz處，前副車架左后安裝點(diǎn)Y方向、左前減震器Y方向、前副車架右中安裝點(diǎn)Y方向傳遞率較高且差別不大；而左前減震器X方向和右后縱臂Z方向的傳遞率較小。

綜合圖7和圖8，在峰值頻率217Hz處，左前減震器X方向貢獻(xiàn)量最大，是輸入激勵(lì)較大導(dǎo)致的；左前減震器Y方向貢獻(xiàn)量較大，是輸入激勵(lì)和傳遞率都較大共同作用的結(jié)果；前副車架左后安裝點(diǎn)Y方向貢獻(xiàn)量較大，是因?yàn)槁窂絺鬟f率較大導(dǎo)致的。

4 結(jié)論

應(yīng)用奇異值分解技術(shù)的OTPA方法，對(duì)某型國(guó)產(chǎn)SUV車輛車內(nèi)路面噪聲進(jìn)行研究，分別建立路面、車輪、懸架、車身、駕駛室的36條振聲傳遞路徑到車內(nèi)主駕右耳的OTPA模型，得出以下結(jié)論。

(1)將OTPA方法應(yīng)用于研究車輛行駛工況下車內(nèi)噪聲的方法是可行的，經(jīng)此模型得到的車內(nèi)噪聲擬合值和實(shí)測(cè)值差別不大，吻合性較好，能較為全面的反應(yīng)各路徑的傳遞特性，OTPA方法得到了較好的驗(yàn)證。

(2)利用各路徑的總聲壓級(jí)貢獻(xiàn)量圖可以快速定位重點(diǎn)的改進(jìn)路徑；利用車內(nèi)噪聲頻譜圖，定位峰值頻率為217Hz；通過(guò)分析峰值頻率的輸入激勵(lì)和傳遞率的大小，進(jìn)行噪聲源的確定。