传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究

合集下载

车内噪声时域传递路径分析

车内噪声时域传递路径分析褚志刚;熊敏;杨洋;贺岩松【摘要】与传统的频域传递路径分析相比，时域传递路径分析能够对噪声及其各路径贡献进行回放试听及进一步的声品质分析，能更直观、全面地理解和掌握噪声及其路径贡献特性。

基于结构声的阻抗矩阵传递路径分析方法和空气声的替代源传递路径分析方法，给出一种综合考虑结构声和空气声的车内噪声时域传递路径分析方法，并阐明了其实现流程。

在此基础上，建立某汽车发动机对车内副驾驶位置噪声的时域传递路径分析模型，分析了发动机悬置结构声传递路径和表面辐射空气声传递路径贡献。

结果表明：在整个升降速过程中，该发动机的结构声对车内目标点的贡献显著大于空气声，右上悬置和左上悬置是其主要传递路径，且路径频率响应函数高是造成贡献量大的根本原因。

为后续的噪声控制方案的制定指明了方向。

%Compared with the traditional transfer path analysis(TPA)in frequency domain,the time-domain TPA can playback noises and their path contributions,and further analyze their sound quality,so that the noises and their path contributions can be understood and grasped more intuitively and comprehensively.Here,based on the structure-borne noise impedance matrix method and the airborne noise source substitution method,a time-domain TPA method was presented to analyze the automobile interior noise including structure-borne noise and airborne one,and its implementation process was illustrated in detail.Furthermore,a time-domain TPA model was built to analyze the copilot position noise caused by an engine.The results showed that the contribution of structure-borne noise is significantly greater than the contribution of airborne noiseduring the engin's whole run-up and run-down process,the right upper mount and the left upper mount are the main transfer paths and their higher path FRFs are the root causes of large contributions.The results pointed out a direction for the establishment of subsequent noise control schemes.【期刊名称】《振动与冲击》【年(卷),期】2015(000)017【总页数】6页(P161-166)【关键词】车内噪声;时域传递路径分析;贡献【作者】褚志刚;熊敏;杨洋;贺岩松【作者单位】重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆 400044; 重庆大学汽车工程学院，重庆 400044;重庆大学汽车工程学院，重庆 400044;重庆大学汽车工程学院，重庆 400044; 重庆工业职业技术学院车辆工程学院，重庆 401120;重庆大学汽车工程学院，重庆 400044【正文语种】中文【中图分类】TH532;U661.4第一作者褚志刚男，博士，副教授，硕士生导师，1978年生Time-domain transfer path analysis of automobile interior noiseKey words:interior noise; time-domain transfer path analysis; contribution 传递路径分析(Transfer Path Analysis，TPA)能够对车内振动噪声源及其传递路径进行分解、评估和排序，进而针对性地控制结构振动和噪声传递，更好地优化整车振动噪声性能。

运用传递路径分析对车内噪声贡献量的研究

运用传递路径分析对车内噪声贡献量的研究佘琪周鋐同济大学汽车学院【摘要】本文论述了传递路径分析（TPA）的基本原理和典型传递路径分析的操作步骤，并借助LMS/TPA 模块对国产某款乘用车进行了车内噪声的传递路径分析。

文中建立了传递路径分析的模型，通过在实际工况下的测量和仿真，验证了模型的正确性。

最后通过路径贡献分析来识别车内噪声的主要传递路径，为该车的后续开发与改进提供了指导作用。

【关键词】传递路径分析；结构噪声；空气噪声；路径贡献分析；LMS/TPA模块Automotive Interior Noise Contribution Study by Using Transfer Path AnalysisShe Qi, Zhou HongCollege of Automobile, Tongji University[Abstract] This article describes the fundamental theory of Transfer Path Analysis (TPA) and the typical experimental procedure of TPA. With the introduction of LMS/TPA software tool, the automotive interior noise transfer path of a domestic passenger car can be analyzed. In this article, a TPA model is established. With the measurement and simulation in the actual work condition, the model is verified. Finally, by using path contribution analysis, the main transfer path of automotive interior noise can be identified. This article can guide the development and improvement of the passenger car.[Key Words] Transfer Path Analysis; Structure‐Borne Noise; Air‐Borne Noise; Path Contribution Analysis; LMS/TPA software tool引言在汽车的设计开发过程中，车内噪声和振动是评价车辆性能的重要指标之一。

传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究

ｆｅｕｎｙｒｓｏｓｕｃｉｎｏｈｉｒｎｆｒｐｔｆａｔｍｏｉｅｉｔｒｏｏｓｎｒｉｇｆｒｅｉｄｃｔｈｔｔｅｒｑｅｃｅｐｎｅｆｎｔｆｔｅｍａｎｔｓｅａｈｏｕｏｔｎｅｒｎｉｅａｄｗｏｋｎｏｃｎｉａｅｔａｈｏａｖｉｃｎｒｕｉｎａｏｇＤｉｃｉｎＺｏｘａｓｐｐａｇｎｏｎｉｌａｓｄｂｔｗｏｋｎｒｅａｒｑｅｃｆ２．Ｈｚｏｔｂｔｌｎｒｔｆｅｈｕｔｉｅｈｎｉｇｐｉｔｓｍａｎｙｃｕｅｙｉｒｉｇｆｃｔｅｕｎｙｏ６７，ｉｏｅｏｉｓｏｆ
ｉｎｔｅｏｄｈｏｃａｓｄｂｉｒｔｎｏｅｏｄｏｄｒｆｅｕｎｙｏｎｉｅｔｅｓｍｅａｐｉｓｔｎｉｅｍｏｎｉｇｎａｏｈｒｗｒ，ｔｅｆｒｅｃｕｅｙｖｂａｉｆｓｃｎ－ｒｅｒｑｅｃｆｇｎ；ｈａｐｌｏｅｇｎｕｔｏｅｅｎａｄｓｕｄｒｄａｉｎｏｅｅｇｎｕｆｃ．ｎｏｎａｉｔｎｔｎｉｅ车辆内部噪声
传递路径分析
模型
中图分类号：４１文献标识码：文章编号：００３０ｆ０００ — ０６０Ｕ６Ａ１０— ７３２１）３０１— ４
ＳｕｙｏｔｍｏｉｅＩｔｒｏｉｅＣｏｔｉｕｉｎｂｔｄｆＡｕｏｔｎｅｉｒＮｏｓｎｒｂｔｙｖｏ

车内噪声传递路径分析方法探讨

车内噪声传递路径分析方法探讨Ξ郭　荣　万　钢　赵艳男　周江彬(同济大学新能源汽车工程中心　上海,201804)摘要　为了指导汽车NV H工程师更好地进行故障诊断和声学设计,介绍了传递路径分析(T PA)方法的基本原理,详细分析传递函数和激励力的测量方法,并以某型汽车发动机振动噪声向车内传递为例,介绍T PA方法的应用。

试验结果表明,应用T PA方法可有效、方便地进行噪声源识别和贡献分析。

关键词　车内噪声　传递路径分析　传递函数　激励力　贡献分析中图分类号　U461.3引　言近年来,人们对汽车行驶时的NV H性能,即噪声(N o ise)、振动(V ib rati on)、舒适性(H arshness)越来越关心和重视,车内的低噪声设计已成为产品开发中的重要研究课题[1]。

传递路径分析(T ran sfer Path A nalysis,简称T PA)是一种以试验为基础的方法,可让NV H工程师寻找声源通过结构或空气传递到指定接受位置的振动——声学功率流。

T PA经常是与部分贡献的概念相联系的[1]。

这是由于传递路径分析中假设:来自不同路径的所有部分贡献构成了总响应。

对传递路径分析方法和应用许多研究者进行了大量的研究[1-11]。

1993年,文献[1]使用互易性机械2声学传递函数测量方法,进行结构传递噪声诊断。

1996年,P.J.G.van der L inden等[2]和1997年W i m H endricx 等[3]介绍空气传播声量化方法基本原理,分析不同车身板件对车内噪声的贡献。

1999年,文献[4]引入间接力估计技术,并把它应用于汽车传递路径分析。

文献[5]提出了双通道传递路径分析(B T PA)方法,可用于汽车声品质、声学设计和故障诊断。

2003年,文献[6]介绍了H ead公司开发的用于测量声学传递函数以及结构2声学传递函灵敏双通道声源(或称人工头扬声器),并把它可用于双通道传递路径分析。

基于OPAX_的驾驶舱内结构噪声传递路径研究

第４３卷第３期２０２４年６月沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｈｅｎｙａｎｇＬｉｇｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙＶｏｌ４３Ｎｏ３Ｊｕｎ２０２４收稿日期:２０２３－０８－０３基金项目:辽宁省教育厅高等学校基本科研项目(ＬＪＫＭＺ２０２２０６０３)作者简介:白镇熇(１９９８ )男ꎬ硕士研究生ꎻ陈克(１９６５ )ꎬ通信作者ꎬ男ꎬ教授ꎬ博士ꎬ研究方向为汽车系统动力学与控制ꎮ文章编号:１００３－１２５１(２０２４)０３－００９０－０７基于ＯＰＡＸ的驾驶舱内结构噪声传递路径研究白镇熇ꎬ孙㊀硕ꎬ王楷焱ꎬ陈㊀克(沈阳理工大学汽车与交通学院ꎬ沈阳１１０１５９)摘㊀要:对车内结构噪声进行合理降噪的有效方法是阻断振动能量传递最大的路径ꎬ为此建立传递路径模型并进行噪声贡献量分析ꎮ首先ꎬ基于发动机舱内机械构造规划出由振源到驾驶舱的多级传递路径ꎬ并在振动能量传递的连接点处设置路径拐点ꎻ然后ꎬ采用扩展工况传递路径分析(ｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｗｉｔｈｅｘｏｇｅｎｅｏｕｓｉｎｐｕｔｓꎬＯＰＡＸ)方法确定路径中各拐点对车内噪声的贡献量ꎬ并将噪声拟合值与实测值进行分析对比ꎮ结果表明ꎬ不同路径拐点对车内结构噪声影响明显不同ꎬ其中橡胶悬置拐点对车内噪声影响最大ꎬ该处噪声拟合值与实测值也最为接近ꎬ噪声峰值达到６３５ｄＢꎬ副车架拐点对车内噪声影响次之ꎬ噪声峰值为５３２ｄＢꎬ排气吊耳拐点对车内噪声影响较小ꎬ噪声峰值仅为３８７ｄＢꎮ采用本文方法可有效确定对车内结构噪声影响最大的路径ꎮ关㊀键㊀词:车内结构噪声ꎻ传递路径规划ꎻ路径拐点ꎻ扩展工况传递路径分析中图分类号:Ｕ４６７.４＋９３文献标志码:ＡＤＯＩ:１０.３９６９/ｊ.ｉｓｓｎ.１００３－１２５１.２０２４.０３.０１３ＲｅｓｅａｒｃｈｏｎｔｈｅＰａｔｈｏｆＳｔｒｕｃｔｕｒａｌＮｏｉｓｅｉｎｔｈｅＣｏｃｋｐｉｔＢａｓｅｄｏｎＯＰＡＸＢＡＩＺｈｅｎｈｅꎬＳＵＮＳｈｕｏꎬＷＡＮＧＫａｉｙａｎꎬＣＨＥＮＫｅ(ＳｈｅｎｙａｎｇＬｉｇｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙꎬＳｈｅｎｙａｎｇ１１０１５９ꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｔｈｅｅｆｆｅｃｔｉｖｅｍｅｔｈｏｄｏｆｎｏｉｓｅｒｅｄｕｃｔｉｏｎｉｓｔｏｂｌｏｃｋｔｈｅｐａｔｈｗｉｔｈｔｈｅｌａｒｇｅｓｔｖｉｂｒａｔｉｏｎｅｎ￣ｅｒｇｙｔｒａｎｓｆｅｒꎬｓｏｔｈｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｐａｔｈｍｏｄｅｌｉｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄａｎｄｔｈｅｎｏｉｓｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｉｓａｎａｌｙｚｅｄ.Ｆｉｒｓｔｌｙꎬａｍｕｌｔｉｓｔａｇｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｐａｔｈｆｒｏｍｖｉｂｒａｔｉｏｎｓｏｕｒｃｅｔｏｃｏｃｋｐｉｔｉｓｐｌａｎｎｅｄｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｍｅ￣ｃｈａｎｉｃａｌｓｔｒｕｃｔｕｒｅｉｎｔｈｅｅｎｇｉｎｅｃｏｍｐａｒｔｍｅｎｔꎬａｎｄｔｈｅｐａｔｈｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｉｓｓｅｔａｔｔｈｅｃｏｎｎｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｏｆｖｉｂｒａｔｉｏｎｅｎｅｒｇｙｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ.Ｔｈｅｎꎬｔｈｅｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｗｉｔｈｅｘｏｇｅｎｅｏｕｓｉｎｐｕｔｓ(ＯＰＡＸ)ｍｅｔｈｏｄｉｓｕｓｅｄｔｏｄｅｔｅｒｍｉｎｅｔｈｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｅａｃｈｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｉｎｔｈｅｐａｔｈｔｏｔｈｅｉｎ￣ｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅꎬａｎｄｔｈｅｎｏｉｓｅｆｉｔｔｉｎｇｖａｌｕｅｉｓａｎａｌｙｚｅｄａｎｄｃｏｍｐａｒｅｄｗｉｔｈｔｈｅｍｅａｓｕｒｅｄｖａｌｕｅ.Ｔｈｅｒｅ￣ｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｐａｔｈｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｓｏｎｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｓｔｒｕｃｔｕｒｅｎｏｉｓｅｉｓｏｂｖｉ￣ｏｕｓｌｙｄｉｆｆｅｒｅｎｔ.Ｔｈｅｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｏｆｒｕｂｂｅｒｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｈａｓｔｈｅｌａｒｇｅｓｔｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｎｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅꎬａｎｄｔｈｅｆｉｔｔｅｄｎｏｉｓｅｖａｌｕｅｉｓａｌｓｏｔｈｅｃｌｏｓｅｓｔｔｏｔｈｅｍｅａｓｕｒｅｄｖａｌｕｅꎬｗｉｔｈｔｈｅｎｏｉｓｅｐｅａｋｖａｌｕｅａｔ６３５ｄＢ.Ｔｈｅｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔｏｆｓｕｂｆｒａｍｅｈａｓｔｈｅｓｅｃｏｎｄｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｎｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅꎬｗｉｔｈｔｈｅｎｏｉｓｅｐｅａｋｖａｌｕｅａｔ５３２ｄＢ.Ｔｈｅｐｅａｋｎｏｉｓｅｉｓｏｎｌｙ３８７ｄＢ.Ｔｈｅｍｅｔｈｏｄｐｒｅｓｅｎｔｅｄｉｎｔｈｉｓｐａｐｅｒｃａｎｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙｄｅｔｅｒｍｉｎｅｔｈｅｐａｔｈｔｈａｔｈａｓｔｈｅｇｒｅａｔｅｓｔｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｎｔｈｅｎｏｉｓｅｏｆｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｓｔｒｕｃ￣ｔｕｒｅ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｉｎｔｅｒｉｏｒｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｎｏｉｓｅꎻｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈｐｌａｎｎｉｎｇꎻｐａｔｈｉｎｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｉｎｔꎻｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｗｉｔｈｅｘｏｇｅｎｅｏｕｓｉｎｐｕｔｓ㊀㊀随着汽车制造技术的不断进步ꎬ驾驶舱内的结构噪声逐渐成为评价汽车性能优劣的重要指标之一ꎮ动力总成的振动通过悬置㊁排气歧管传递到整个车身ꎬ振动的车身结构与空气耦合使得驾驶舱内产生结构噪声ꎮ针对车内结构噪声问题ꎬ许多学者采用传递路径分析(ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓꎬＴＰＡ)方法开展了研究[１]ꎮ文献[２－３]通过ＴＰＡ方法对悬置路径进行了噪声贡献量分析ꎬ并针对后悬置的异常振动ꎬ分别通过改进悬置结构与增强悬置刚度的方法进行了优化ꎮ李树华等[４]采用奇异值分解的运行工况传递路径分析(ｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａ￣ｎａｌｙｓｉｓꎬＯＴＰＡ)方法对车内噪声问题进行了研究ꎬ该方法可更准确地对传递路径特征进行表征ꎮＨｕａｎｇ等[５]采用区间分析方法对噪声信号进行准确定位ꎬ提高了ＴＰＡ方法对噪声信号的获取精度ꎮ莫愁等[６]采用逆子结构法识别传递路径中的非耦合频响函数ꎬ在保证ＴＰＡ方法精度的前提下ꎬ有效减少了工作量ꎮ尽管上述研究采用ＴＰＡ方法为车内降噪问题提供了解决方向ꎬ但均未考虑噪声的不同传递路径及振动能量传递最大的路径获取方法ꎮ文献[７－８]采用ＴＰＡ方法研究车内噪声问题ꎬ虽然考虑了不同传递路径对车内噪声的影响ꎬ但未考虑各路径中具有不同振动能量的拐点对车内噪声的贡献量ꎮ本文针对不同传递路径及各路径不同拐点对车内噪声的影响进行研究ꎮ首先ꎬ根据乘用车的机械构造构建两组传递路径模型ꎬ并将挠性连接处或振动能量传递存在明显变化处设为拐点ꎻ然后ꎬ采用扩展工况传递路径分析(ｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｗｉｔｈｅｘｏｇｅｎｅｏｕｓｉｎｐｕｔｓꎬＯＰＡＸ)方法对路径模型进行数据处理ꎬ获取每条路径中的频响函数与动载荷ꎬ进行噪声贡献量分析ꎬ并将噪声拟合值与实测值对比ꎮ通过对比分析振动源沿多级路径传递到车内的过程ꎬ确定对车内结构噪声影响最大的路径ꎬ为后续路径优化设计提供基础依据ꎮ１㊀基本原理１.１㊀ＯＰＡＸ基本原理ＯＰＡＸ采用参数化模型对载荷进行识别[９]ꎬ即通过大量工况数据和少量频响函数建立方程组ꎬ反解出刚度ꎬ确定工作载荷ꎬ并得到响应点贡献量[１０]ꎮ由于采用了大量工况数据建立方程ꎬ因此不仅要设置噪声目标点ꎬ还需设置额外指示点ꎬ目标点和额外指示点统称为响应点ꎮ建立载荷识别模型是ＯＰＡＸ方法的核心内容ꎮ结构动载荷计算式为Ｆｉ(ω)＝Ｋｉ(ω)[ａａｉ(ω)－ａｐｉ(ω)]－ω２(１)式中:ω为频率ꎻＦｉ(ω)表示第ｉ条路径上的结构动载荷ꎻＫｉ(ω)表示第ｉ条路径上的动刚度系数ꎻａａｉ(ω)㊁ａｐｉ(ω)分别表示第ｉ条路径上主㊁被动端振动加速度ꎮ常用的动刚度参数化模型有单自由度(ＳＤＯＦ)模型和多频带宽(ＭＢ)模型ꎮＳＤＯＦ模型只适用于弹性元件连接的情况[１１]ꎬ其动刚度识别模型表示为Ｋｉ(ω)＝－ｍｉω２＋ｊｃｉω＋ｋｉ(２)式中ｍｉ㊁ｃｉ和ｋｉ分别为第ｉ条路径上弹性元件的质量㊁阻尼系数和刚度系数ꎬ均为待识别参数ꎮＭＢ模型则适用于刚性连接[１２]ꎬ其通过划分较小的频率带宽求解刚性连接的动刚度ꎮＭＢ中某一频带动刚度系数的近似表达式为Ｋｉ(ω)＝ｋｉ(３)下面以ＳＤＯＦ为例ꎬ说明采用ＯＰＡＸ方法求解动刚度系数的过程ꎮ假设有ｎ条传递路径ꎬ则额外指示点㊁目标点的总贡献量ｕｈ(ω)为ｕｈ(ω)＝ðｎｉ＝１Ｈｈｉ(ω)Ｆｉ(ω)(４)式中Ｈｈｉ(ω)表示第ｉ条路径的被动端结构至目标点ｈ之间的频响函数ꎮ将式(１)㊁式(２)代入式(４)得到ｕｈ(ω)＝ðｎｉ＝１Ｈｈｉ(ω)(－ｍｉω２＋ｊｃｉω＋ｋｉ) [ａａｉ(ω)－ａｐｉ(ω)]－ω２＝ðｎｉ＝１－ｍｉ[ω２Ｇｈｉ(ω)]＋ｃｉ[ｊωＧｈｉ(ω)]＋ｋｉＧｈｉ(ω)(５)其中Ｇｈｉ(ω)＝Ｈｈｉ(ω)[ａａｉ(ω)－ａｐｉ(ω)]－ω２(６)假设选取ｚ个阶次切片ꎬ各阶次切片选取ｒ个转速采样点数据[１３]ꎬ将式(５)改写为矩阵形式ꎬ如式(７)所示ꎮＡｈＸ＝Ｂｈ(７)其中１９第２期㊀㊀㊀白镇熇等:基于ＯＰＡＸ的驾驶舱内结构噪声传递路径研究Ａｈ＝－ω２１１Ｇｈ１(ω１１)ｊω１１Ｇｈ１(ω１１)Ｇｈ１(ω１１) －ω２１１Ｇｈｎ(ω１１)ｊω１１Ｇｈｎ(ω１１)Ｇｈｎ(ω１１)－ω２２１Ｇｈ１(ω２１)ｊω２１Ｇｈ１(ω２１)Ｇｈ１(ω２１) －ω２２１Ｇｈｎ(ω２１)ｊω２１Ｇｈｎ(ω２１)Ｇｈｎ(ω２１)⋮⋮⋮⋮⋮⋮－ω２ｒ１Ｇｈ１(ωｒ１)ｊωｒ１Ｇｈ１(ωｒ１)Ｇｈ１(ωｒ１)－ω２ｒ１Ｇｈｎ(ωｒ１)ｊωｒ１Ｇｈｎ(ωｒ１)Ｇｈｎ(ωｒ１)－ω２１２Ｇｈ１(ω１２)ｊω１２Ｇｈ１(ω１２)Ｇｈ１(ω１２) －ω２１２Ｇｈｎ(ω１２)ｊω１２Ｇｈｎ(ω１２)Ｇｈｎ(ω１２)－ω２２２Ｇｈ１(ω２２)ｊω２２Ｇｈ１(ω２２)Ｇｈ１(ω２２) －ω２２２Ｇｈｎ(ω２２)ｊω２２Ｇｈｎ(ω２２)Ｇｈｎ(ω２２)⋮⋮⋮⋮⋮⋮－ω２ｒ２Ｇｈ１(ωｒ２)ｊωｒ２Ｇｈ１(ωｒ２)Ｇｈ１(ωｒ２) －ω２ｒ２Ｇｈｎ(ωｒ２)ｊωｒ２Ｇｈｎ(ωｒ２)Ｇｈｎ(ωｒ２)⋮⋮⋮⋮⋮⋮－ω２１ｚＧｈ１(ω１ｚ)ｊω１ｚＧｈ１(ω１ｚ)Ｇｈ１(ω１ｚ) －ω２１ｚＧｈｎ(ω１ｚ)ｊω１ｚＧｈｎ(ω１ｚ)Ｇｈｎ(ω１ｚ)－ω２２ｚＧｈ１(ω２ｚ)ｊω２ｚＧｈ１(ω２ｚ)Ｇｈ１(ω２ｚ) －ω２２ｚＧｈｎ(ω２ｚ)ｊω２ｚＧｈｎ(ω２ｚ)Ｇｈｎ(ω２ｚ)⋮⋮⋮⋮⋮⋮－ω２ｒｚＧｈ１(ωｒｚ)ｊωｒｚＧｈ１(ωｒｚ)Ｇｈ１(ωｒｚ)－ω２ｒｚＧｈｎ(ωｒｚ)ｊωｒｚＧｈｎ(ωｒｚ)Ｇｈｎ(ωｒｚ)éëêêêêêêêêêêêêêêêêêêêêêùûúúúúúúúúúúúúúúúúúúúúú(８)Ｘ＝[ｍ１ｃ１ｋ１ｍｎｃｎｋｎ]Ｔ(９)Ｂｈ＝[ｕｈ(ω１１)ｕｈ(ω２１) ｕｈ(ωｒ１)ｕｈ(ω１２)ｕｈ(ω２２) ｕｈ(ωｒ２) ｕｈ(ω１ｚ)ｕｈ(ω２ｚ) ｕｈ(ωｒｚ)]Ｔ(１０)式中ωｊｌ为不同转速不同阶次对应的频率ꎬωｊｌ＝ｌＲｊ/６０ꎬｌ表示阶次切片的数目(ｌ＝１ꎬ２ꎬ ꎬｚ)ꎬＲｊ表示第ｊ个采样点的发动机转速(ｊ＝１ꎬ２ꎬ ꎬｒ)ꎬ单位为ｍｉｎ－１ꎮ反解出矩阵Ｘ中的参数ｍｉ㊁ｃｉ和ｋｉꎬ即得到悬置元件的动刚度系数Ｋｉ(ω)ꎬ将其代入式(１)即可求出ｍ阶次的结构动载荷Ｆｉ(ω)ꎮ１.２㊀声压级测试原理为研究产生车内噪声的传递路径ꎬ需测量工况下车内噪声并记录指定时间内的声压级情况ꎮ依据国标ＧＢ/Ｔ１８６９７２００２[１４]ꎬ采用Ａ计权声压级作为评价参数ꎮ平均Ａ计权声压级ＬＰꎬＡ计算式为ＬＰꎬＡ＝１０ｌｇ１ＮðＮｓ＝１１００１(ＬＰꎬｓ＋Ｋｓ)[](１１)式中:ＬＰꎬｓ为第ｓ个测点处的频带声压级ꎻＫｓ为第ｓ个测点处的Ａ计权频带修正值ꎻＮ为测点总数ꎮ２㊀多级ＯＰＡＸ模型构建２.１㊀传递路径模型动力总成与悬置系统通过橡胶悬置柔性连接ꎬ存在振动能量变化ꎬ设置为传递路径的能量拐点ꎻ副车架与动力总成下方的后悬置通过刚性连接ꎬ但副车架的主要用途之一是隔振与降噪ꎬ故也将此处作为路径的能量拐点ꎻ动力总成与排气歧管连接的传递路径中ꎬ整个排气系统管道均通过法兰刚性连接ꎬ无能量变化ꎬ但排气系统与车架通过排气吊耳柔性连接ꎬ存在能量变化ꎬ故将此处设为该路径的能量拐点ꎮ根据上述能量拐点的设置ꎬ建立由动力总成激励产生的两条多级传递路径ꎬ如图１所示ꎮ图１㊀传递路径图Ｆｉｇ.１㊀Ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈｄｉａｇｒａｍ２.２㊀数据采集数据采集对象为国产某型号ＳＵＶꎬ其采用横置４缸４冲程汽油机ꎬ最大扭矩１８６Ｎｍꎬ发动机２９沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第４３卷怠速转速为８００ｒ/ｍｉｎꎮ设置为发动机由怠速至４０００ｒ/ｍｉｎ的定值匀加速工况ꎬ加速度保持在１ｍ/ｓ２ꎮ动力总成通过三点橡胶悬置支撑ꎬ其中左右悬置的结构形式为方块形橡胶悬置ꎬ长８３５ｍｍ㊁宽４９ｍｍꎬ后悬置为较常见的八字型衬套型橡胶悬置ꎬ直径４５ｍｍꎬ后悬置与副车架通过全螺纹螺栓刚性连接ꎬ螺栓长１８ｍｍꎬ排气总管与车架通过前后两处橡胶排气吊耳连接ꎬ吊耳长６１５ｍｍ㊁宽５０ｍｍꎮ按图１中两条多级路径分别进行噪声实验ꎮ实验所需仪器包括:西门子ＬＭＳＳＣＡＤＡＳ３２通道数采前端ꎬ采样频率大于１０ｋＨｚꎻＰＣＢ三向加速度传感器ꎬ灵敏度为１００ｍＶ/ｇꎬ分辨率为００００１ｇꎻＧＲＡＳ声学传感器ꎬ灵敏度为１４５ｍＶ/Ｐａꎮ测量数据包括:驾驶员右耳侧目标点噪声㊁后排中间位置处额外指示点噪声以及路径振动拐点主被动端加速度和发动机转速ꎮ部分拐点处加速度传感器布置如图２所示ꎮ图２㊀部分拐点处加速度传感器布置Ｆｉｇ.２㊀Ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｓｅｎｓｏｒｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎａｔｓｏｍｅｐｏｉｎｔｓ２.２.１㊀路径响应点处噪声信号由于乘用车采用的发动机缸数㊁进气形式以及布置方式有所差异ꎬ故发动机在加速时的振动阶次及其对车内的噪声阶次影响均有所不同ꎮ因此ꎬ对每条多级路径进行贡献量分析前ꎬ需要确定影响车内噪声的主要阶次ꎬ以及在能量拐点处贡献量较大的振动阶次ꎮ驾驶员右耳侧的噪声能量阶次组成如图３所示ꎬ可以看出ꎬ造成该车驾驶舱内噪声问题的能量阶次主要为２阶次ꎮ图３㊀驾驶员右耳侧噪声能量阶次Ｆｉｇ.３㊀Ｎｏｉｓｅｅｎｅｒｇｙｌｅｖｅｌｏｎｄｒｉｖｅｒ’ｓｒｉｇｈｔｅａｒ２.２.２㊀路径拐点处振动信号路径拐点处振动信号包括橡胶悬置㊁副车架螺栓以及排气吊耳的主被动端振动加速度信号ꎮ图４为后悬置主被动端Ｙ向振动能量阶次ｃｏｌｏｒ￣ｍａｐ图ꎬ对比图４(ａ)和图４(ｂ)可以看出ꎬ由于悬置隔振ꎬ振动能量经过后悬置被动端Ｙ向后明显减少ꎬ但峰值依然显著ꎬ该车动力总成２阶次载荷激励仍为主要贡献ꎮ通过振动信号处理可知ꎬ其他拐点处的主要激励同样由２阶次振动产生ꎮ图４㊀振动能量阶次ｃｏｌｏｒｍａｐ图Ｆｉｇ.４㊀Ｖｉｂｒａｔｉｏｎａｌｅｎｅｒｇｙｏｒｄｅｒｃｏｌｏｒｍａｐ３９第２期㊀㊀㊀白镇熇等:基于ＯＰＡＸ的驾驶舱内结构噪声传递路径研究２.３㊀多路径频响函数测试应用ＬＭＳＴｅｓｔＬａｂ中ＩｍｐａｃｔＴｅｓｔｉｎｇ模块进行锤击法频响函数测试ꎬ获取式(４)中的频响函数Ｈｈｉ(ω)ꎮ频响函数用来描述系统输入信号与输出信号之间的比值ꎬ是系统的固有特性ꎬ与系统本身有关ꎬ与激励㊁响应等外界因素无关ꎮ因此ꎬ在进行锤击法频响函数测试过程中ꎬ实验车辆保持静止状态ꎮ频响函数的测试精度直接影响噪声贡献量的精度ꎮ工程上一般采用相干系数衡量测试精度ꎬ实验过程中相干系数越接近１ꎬ说明获取的频响函数质量越高[１５]ꎮ图５和图６分别为规划的两条多级传递路径中部分激励点到噪声目标点的频响函数曲线以及对应的相干曲线ꎮ可见ꎬ各测点在频率为０~３２００Ｈｚ内的相干系数均值都在０９以上(后悬置Ｙ向为０９５ꎬ后端排气吊耳Ｙ向为０９９)ꎬ获取的频响函数质量较高ꎬ可以进行后续贡献量分析ꎮ图５㊀部分路径拐点到驾驶员右耳侧的频响函数Ｆｉｇ.５㊀Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙｒｅｓｐｏｎｓｅｆｕｎｃｔｉｏｎｆｒｏｍｐａｒｔｏｆｔｈｅｐａｔｈｐｏｉｎｔｓｔｏｔｈｅｄｒｉｖｅｒｓｒｉｇｈｔｅａｒｓｉｄｅ图６㊀部分路径拐点到驾驶员右耳侧的相干曲线Ｆｉｇ.６㊀Ｃｏｈｅｒｅｎｃｅｃｕｒｖｅｓｆｒｏｍｐａｒｔｏｆｔｈｅｐａｔｈｐｏｉｎｔｓｔｏｔｈｅｄｒｉｖｅｒｓｒｉｇｈｔｅａｒｓｉｄｅ２.４㊀多路径结构动载荷识别对动刚度参数化模型进行选择ꎬ在传递路径能量拐点处连接件为弹性元件ꎬ如橡胶悬置㊁排气吊耳ꎬ选择ＳＤＯＦ模型进行载荷识别ꎬ连接件处为刚性连接ꎬ如副车架螺栓处ꎬ选择ＭＢ载荷识别模型ꎮ为保证结构动载荷拟合识别成功ꎬ即所求动刚度的数量不能超过方程数量ꎬ通过ＬＭＳＴｅｓｔＬａｂ软件中ＯＰＡＸ模块进行ＳＤＯＦ拟合时ꎬ将式(２)中ｍｉ缩减为０ꎬ此时动刚度模型方程未知数数量为２７个ꎬ方程数量为１８７个ꎬ满足拟合要求ꎮ通过ＭＢ拟合时选择在３０Ｈｚ带宽进行动刚度求解ꎮ动刚度识别后ꎬ将其代入式(１)ꎬ得到能量通过各个拐点时的动载荷ꎮ振动能量通过后悬置拐点Ｘ㊁Ｙ㊁Ｚ方向时识别到的２阶次动载荷如图７所示ꎬ可以看出ꎬ相比其他方向ꎬ工况下后悬置Ｙ方向在３５００~４０００ｒ/ｍｉｎ附近载荷变化较大ꎬ峰值达到近５４Ｎꎮ因此ꎬ后悬置Ｙ方向是振动能量传递较大的一处路径拐点ꎮ图７㊀动力总成后悬置２阶次动载荷Ｆｉｇ.７㊀Ｓｅｃｏｎｄｏｒｄｅｒｄｙｎａｍｉｃｌｏａｄｏｆｔｈｅｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｒｅａｒｍｏｕｎｔ３㊀车内噪声多路径传递分析３.１㊀多级路径贡献量分析得到两条多级传递路径中各拐点处的动载荷及频响函数后ꎬ根据式(４)计算全部拐点处Ｘ㊁Ｙ㊁Ｚ三向振动输入信号对车内噪声输出信号的贡献量ꎬ将各拐点处全部三向噪声贡献量分矢量进行合成ꎬ即可得到振动通过各个拐点处对车内噪声的拟合情况ꎮ为将贡献量分析的计算结果简明可视化ꎬ从而快速评估关键传递路径ꎬ采用贡献图的方式显示振源通过两条路径对车内噪声的贡献量ꎮ４９沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第４３卷３.１.１㊀动力总成－悬置系统－副车架－驾驶室传递路径贡献量分析㊀㊀根据２.２.１中对响应点处的阶次分析ꎬ重点关注２阶次下的噪声贡献量ꎮ悬置拐点对目标点噪声贡献量如图８所示ꎬ可见后悬置Ｙ方向拐点在转速为３４８５ｒ/ｍｉｎ及３９４２ｒ/ｍｉｎ附近时对车内噪声的贡献量最大ꎬ此时车内噪声拟合声压达到６０７ｄＢ及６３５ｄＢꎮ副车架拐点对目标点噪声贡献量如图９所示ꎬ可见左后副车架螺栓Ｚ方向拐点在转速为３６９４ｒ/ｍｉｎ附近时对车内噪声贡献量最大ꎬ此时车内噪声拟合声压达到５３２ｄＢꎮ图８㊀悬置拐点对目标点噪声贡献量Ｆｉｇ.８㊀Ｎｏｉｓｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｐｏｉｎｔｔｏｔｈｅｔａｒｇｅｔｐｏｉｎｔ图９㊀副车架拐点对目标点噪声贡献量Ｆｉｇ.９㊀Ｎｏｉｓｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｕｂｆｒａｍｅｐｏｉｎｔｔｏｔｈｅｔａｒｇｅｔｐｏｉｎｔ３.１.２㊀动力总成－排气吊耳－驾驶室传递路径贡献量分析㊀㊀该传递路径中排气吊耳拐点对目标点的噪声贡献量如图１０所示ꎬ可见排气吊耳Ｙ向拐点在转速为９７４㊁１９１４及３５５８ｒ/ｍｉｎ附近时对车内噪声贡献量较大ꎬ此时车内的噪声拟合声压分别达到３５８㊁３８７及３７５ｄＢꎮ图１０㊀排气吊耳拐点对目标点噪声贡献量Ｆｉｇ.１０㊀Ｎｏｉｓｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｅｘｈａｕｓｔｌｕｇｐｏｉｎｔｔｏｔｈｅｔａｒｇｅｔｐｏｉｎｔ３.２㊀不同传递路径对噪声的影响对比将由动力总成开始㊁经过悬置系统与排气系统的两条传递路径各个方向的噪声贡献量进行叠加ꎬ得到８００~４０００ｒ/ｍｉｎ转速下振动能量分别经过两条路径时对目标点噪声的拟合值ꎬ并与噪声实测值进行对比ꎬ结果如图１１所示ꎮ图１１㊀不同传递路径的车内噪声拟合值与实测值对比Ｆｉｇ.１１㊀Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｆｉｔｔｅｄａｎｄｍｅａｓｕｒｅｄｖａｌｕｅｓｏｆｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｉｎｄｉｆｆｅｒｅｎｔｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈｓ㊀㊀由图１１可见ꎬ相比于排气系统路径拐点ꎬ经过悬置路径拐点拟合得到的噪声值更接近车内噪声实测值ꎬ进一步验证了车内结构噪声产生的主要原因是动力总成振动经过悬置后传入车内ꎮ４㊀结论本文以某型号ＳＵＶ为研究对象㊁ＯＰＡＸ方法为研究手段ꎬ规划出两条多级传递路径ꎬ研究其对车内结构噪声的影响ꎬ得到以下结论ꎮ１)阶次分析能更准确地定位噪声目标点与激５９第２期㊀㊀㊀白镇熇等:基于ＯＰＡＸ的驾驶舱内结构噪声传递路径研究励源振动拐点处的异常阶次ꎬ可更有针对性地对多级传递路径进行分析ꎮ２)在传递路径中设置的所有拐点中ꎬ振动能量通过后悬置拐点Ｙ向时结构动载荷达到５４Ｎꎬ拟合噪声达到６３５ｄＢꎬ该拐点对车内噪声的贡献量最大ꎮ３)通过设置多条传递路径ꎬ并对各拐点的噪声贡献量进行分析对比ꎬ能够更有效地定位产生噪声问题的振动传递路径ꎬ为后续进行隔振优化提供依据ꎮ参考文献(Ｒｅｆｅｒｅｎｃｅｓ):[１]㊀郭荣ꎬ裘剡ꎬ房怀庆ꎬ等.频域传递路径分析方法(ＴＰＡ)的研究进展[Ｊ].振动与冲击ꎬ２０１３ꎬ３２(１３):４９－５５.ＧＵＯＲꎬＱＩＵＳꎬＦＡＮＧＨＱꎬｅｔａｌ.Ａｄｖａｎｃｅｉｎｓｔｕｄｙｉｎｇｏｎｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄｓｉｎｆｒｅｑｕｅｎｃｙｄｏｍａｉｎ[Ｊ].Ｊｏｕｒ￣ｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄＳｈｏｃｋꎬ２０１３ꎬ３２(１３):４９－５５.(ｉｎＣｈｉ￣ｎｅｓｅ)[２]㊀程栏ꎬ兰靛靛ꎬ黄玉辉.传递路径分析方法在车内轰鸣声问题中的应用[Ｊ].厦门理工学院学报ꎬ２０１８ꎬ２６(１):１４－１８.ＣＨＥＮＧＬꎬＬＡＮＤＤꎬＨＵＡＮＧＹＨ.Ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙａｓｓｏｌｕｔｉｏｎｔｏｖｅｈｉｃｌｅｉｎｔｅｒｉｏｒｒｏａｒｉｎｇｎｏｉｓｅ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＸｉａｍｅｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙꎬ２０１８ꎬ２６(１):１４－１８.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[３]㊀郭世辉ꎬ刘振国ꎬ臧秀敏ꎬ等.工况载荷下传递路径分析方法[Ｊ].噪声与振动控制ꎬ２０１６ꎬ３６(２):１０４－１０７.ＧＵＯＳＨꎬＬＩＵＺＧꎬＺＡＮＧＸＭꎬｅｔａｌ.Ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｕｎｄｅｒｌｏａｄｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ[Ｊ].ＮｏｉｓｅａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｏｎｔｒｏｌꎬ２０１６ꎬ３６(２):１０４－１０７.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[４]㊀李树华ꎬ陈克.基于阶次和传递路径分析的电驱动总成对车内噪声影响[Ｊ].噪声与振动控制ꎬ２０２３ꎬ４３(１):２０３－２０９.ＬＩＳＨꎬＣＨＥＮＫ.Ａｎａｌｙｓｉｓｏｆｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｌｅｃｔｒｉｃｄｒｉｖｅａｓ￣ｓｅｍｂｌｙｏｎｖｅｈｉｃｌｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｂａｓｅｄｏｎｏｒｄｅｒａｎｄｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓ[Ｊ].ＮｏｉｓｅａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｏｎｔｒｏｌꎬ２０２３ꎬ４３(１):２０３－２０９.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[５]㊀ＨＵＡＮＧＨＢꎬＷＵＪＨꎬＨＵＡＮＧＸＲꎬｅｔａｌ.Ａｎｏｖｅｌｉｎｔｅｒｖａｌａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄｔｏｉｄｅｎｔｉｆｙａｎｄｒｅｄｕｃｅｐｕｒｅｅｌｅｃｔｒｉｃｖｅｈｉｃｌｅｓｔｒｕｃｔｕｒｅ￣ｂｏｒｎｅｎｏｉｓｅ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎꎬ２０２０ꎬ４７５:１１５２５８.[６]㊀莫愁ꎬ许辉勇.基于逆子结构传递路径分析方法的汽车车内噪声整改[Ｊ].汽车零部件ꎬ２０１６(７):１１－１４.ＭＯＣꎬＸＵＨＹ.Ｒｅｃｔｉｆｙｉｎｇｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｏｆａｃａｒｂａｓｅｄｏｎｉｎｖｅｒｓｅｓｕｂ￣ｓｔｒｕｃｔｕｒｉｎｇｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄ[Ｊ].Ａｕ￣ｔｏｍｏｂｉｌｅＰａｒｔｓꎬ２０１６(７):１１－１４.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ) [７]㊀刘钢ꎬ王圣波ꎬ杨依ꎬ等.基于悬置结构传递路径优化车内轰鸣声[Ｊ].机械设计与制造ꎬ２０２３(５):１９８－２０１.ＬＩＵＧꎬＷＡＮＧＳＢꎬＹＡＮＧＹꎬｅｔａｌ.Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｖｅｈｉｃｌｅｒｏａｒｂａｓｅｄｏｎｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｏｆｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｓｔｒｕｃｔｕｒｅ[Ｊ].ＭａｃｈｉｎｅｒｙＤｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅꎬ２０２３(５):１９８－２０１.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[８]㊀唐公明ꎬ陈德博ꎬ耿磊ꎬ等.基于车身悬置动刚度的车内降噪研究[Ｊ].汽车零部件ꎬ２０２３(４):４２－４５.ＴＡＮＧＧＭꎬＣＨＥＮＤＢꎬＧＥＮＧＬꎬｅｔａｌ.Ｒｅｓｅａｒｃｈｏｎｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｒｅｄｕｃｔｉｏｎｂａｓｅｄｏｎｄｙｎａｍｉｃｓｔｉｆｆｎｅｓｓｏｆｃａｂｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ[Ｊ].ＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＰａｒｔｓꎬ２０２３(４):４２－４５.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ) [９]㊀ＦＡＮＲＰꎬＳＵＺＱꎬＭＥＮＧＧꎬｅｔａｌ.Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｏｆｓｏｕｎｄｉｎ￣ｔｅｎｓｉｔｙａｎｄｐａｒｔｉａｌｃｏｈｅｒｅｎｃｅｔｏｉｄｅｎｔｉｆｙｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｓｏｕｒｃｅｓｏｎｔｈｅｈｉｇｈｓｐｅｅｄｔｒａｉｎ[Ｊ].ＭｅｃｈａｎｉｃａｌＳｙｓｔｅｍｓａｎｄＳｉｇｎａｌＰｒｏｃｅｓｓｉｎｇꎬ２０１４ꎬ４６(２):４８１－４９３.[１０]赵薇.机械振动传递路径系统传递性的研究与应用[Ｄ].沈阳:东北大学ꎬ２０１２.[１１]陈克ꎬ杜充.基于ＯＰＡＸ方法的车内噪声传递路径分析[Ｊ].沈阳理工大学学报ꎬ２０１９ꎬ３８(５):５６－６０.ＣＨＥＮＫꎬＤＵＣ.ＴｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｏｆｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｂａｓｅｄｏｎＯＰＡＸｍｅｔｈｏｄ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｈｅｎｙａｎｇＬｉｇｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉ￣ｔｙꎬ２０１９ꎬ３８(５):５６－６０.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[１２]ＭＡＲＸＭꎬＳＨＥＮＸꎬＳＯＦＦＫＥＲＤ.Ａｄａｔａ￣ｄｒｉｖｅｎｏｎｌｉｎｅｉｄｅｎ￣ｔｉｆｉｃａｔｉｏｎａｎｄｃｏｎｔｒｏｌｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎａｐｐｒｏａｃｈａｐｐｌｉｅｄｔｏａｈｙ￣ｂｒｉｄｅｌｅｃｔｒｉｃｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｓｙｓｔｅｍ[Ｊ].ＩＦＡＣＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓＶｏｌ￣ｕｍｅｓꎬ２０１２ꎬ４５(２):１５３－１５８.[１３]刘永ꎬ谷立臣ꎬ胡子凌.阶次分析的非平稳工况瞬时转速波动提取方法[Ｊ].机械设计与制造ꎬ２０２２(８):８８－９０ꎬ９４.ＬＩＵＹꎬＧＵＬＣꎬＨＵＺＬ.Ｔｈｅｅｘｔｒａｃｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｏｆｔｈｅｉｎｓｔａｎ￣ｔａｎｅｏｕｓｓｐｅｅｄｆｌｕｃｔｕａｔｉｏｎｗｉｔｈｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅｏｒｄｅｒｕｎｄｅｒｎｏｎ￣ｓｔａｔｉｏｎａｒｙｃｏｎｄｉｔｉｏｎ[Ｊ].ＭａｃｈｉｎｅｒｙＤｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃ￣ｔｕｒｅꎬ２０２２(８):８８－９０ꎬ９４.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)[１４]全国声学标准化技术委员会.ＧＢ/Ｔ１８６９７２００２声学汽车车内噪声测量方法[Ｓ].北京:中国标准出版社ꎬ２００２. [１５]赵玲玲ꎬ魏静ꎬ张爱强ꎬ等.集成式动力总成振动噪声分析与主动控制研究[Ｊ].振动工程学报ꎬ２０２１ꎬ３４(４):８２８－８３７.ＺＨＡＯＬＬꎬＷＥＩＪꎬＺＨＡＮＧＡＱꎬｅｔａｌ.Ｖｉｂｒｏ￣ａｃｏｕｓｔｉｃａｎａｌｙ￣ｓｉｓａｎｄａｃｔｉｖｅｃｏｎｔｒｏｌｏｆｉｎｔｅｇｒａｔｅｄｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｓｙｓｔｅｍｓ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬ２０２１ꎬ３４(４):８２８－８３７.(ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ)(责任编辑:宋颖韬)６９沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第４３卷。

传递路径分析方法在车内轰鸣声问题上的应用

传递路径分析方法在车内轰鸣声问题上的应用张栋;康菲【摘要】传递路径分析（TPA）是一种基于试验工程手段和数据的系统级解决方案，作为一种全面理解振动噪声问题的方法，传递路径分析能够更加全面和系统地对振动和噪声问题进行故障诊断。

首先就传递路径分析的若干主流分析方法做简要阐述，随后重点介绍OPAX载荷识别计算方法在传递路径分析的作用，并将其应用于汽车车内轰鸣噪声的排查解决过程中。

通过实际工况的测试验证了其有效的排查优化效果。

%Transfer path analysis (TPA) is a kind of system level solution based on test engineering and data. As a comprehensive way of understanding vibration noise problem, the method of transfer path analysis can be more comprehensive and systematic in fault diagnosis of vibration and noise problem. Several mainstream analysis methods of transfer path analysis are expounded briefly, and then the role of OPAX load identification method in the transfer path analysis is mainly introduced, and applied in the process of trying to solve vehicle interior noise rumble. And its effective screening optimization effect is verified by tests of actual working condition.【期刊名称】《农业装备与车辆工程》【年(卷),期】2015(000)005【总页数】5页(P59-63)【关键词】传递路径分析;OPAX;轰鸣噪声【作者】张栋;康菲【作者单位】071000 河北省保定市长城汽车股份有限公司技术中心;071000 河北省保定市长城汽车股份有限公司技术中心【正文语种】中文【中图分类】TB535城市SUV车型通常采用大功率扭矩的发动机，后轮驱动形式实现较强的越野通过能力和豪华的舒适性，一直备受众多年轻客户青睐。

工况传递路径分析方法在车辆噪声振动问题中的应用研究

汽车技术
万方数据
素。为了避免矩阵奇异。各行向量应互不相关。也就是需要互不相关的输人条件，如发动机在不同转速、
不同负载下的振动噪声输入。而且．输入条件的数量一般要大于３倍的测点数量．以保证矩阵的运算
精度。在实际测试中．通常以车辆加速或滑行等工况实现各种输入条件的采集．比如在加速过程中。每
个转速间隔（ｄｅｌｔａ）可作为一个输入条件。另外。还可增加一些其它输入条件。如怠速等。
工况传递路径分析方法在车辆噪声振动问题中的应用研究
金鹏ｔ王彦２江克峰２胡李波ｌ
（１．米勒贝姆振动与声学系统（北京）有限公司；２．东风汽车股份有限公司）
１前言
为：
工况萎兰筹篓于（Ｏ线ＴＰ性Ａ，传Ｏｐ递ｅｒａ函ｔｉｏ数ｎａ。ｌ是一种基于线性传递函数（Ｔｒ，。ｔａｈｎｓｅｆｅＬｒｉｎｅａｒ
∞ ∞ 柏 ∞ ∞Ｐ，繇鹾Ｕ ∞
ｍｏ
图２结构声空气声贡献量频谱在对结构声贡献量进行分析后．发现５４Ｈｚ的第４吊耳最接近结构声在该频率的总量级．贡献量最大．如图３所示。
在第４吊耳３个方向的贡献量中，Ｚ向最接近第４吊耳结构声在该频率的总量级，贡献量最大，如图４所示。
图４第４吊耳各方向结构声贡献量频谱综上所述．５４Ｈｚ轰鸣声的主要贡献量来自于第４吊耳Ｚ向振动。根据上述分析结果，将第４吊耳去掉以后．车内５４Ｈｚ轰鸣声降低约３ｄＢ，说明Ｏ，Ｉ’ＰＡ技术成功辨识出该问题的主要噪声源。确定主要贡献位置后．从第４吊耳处的车身、排气管结构、吊耳隔振特性等进行了研究，对白车身模态和排气管模态进行ＣＡＥ计算对比．经过优化处理。轰鸣声问题基本解决。
针对东风汽车股份有限公司某车型样车进行了工况传递路径分析．找到了怠速轰鸣声的主要贡献源．并通过改进措施解决了问题。

运行工况下车内噪声的能量传递路径分析

（厂 ∑ （２）∑ ｚ２）（）＋，／２）（厂Ｊｆ）ｘｚ
（＝厂 ∑ ∽口（＋）；厂 ∑ ａ２，），ｈ ∽ －ｐ
ｌ车内噪声的ＯＴＡ模型ＥＰ
如前所述，位在车内噪声的低频分析中很重相要，随着频率的增加，递函数的相位表现出越来但传越大的不确定性。这种不确定性与产品制造和装配过程中结构和材料存在的细微差别以及测试环境和产品老化过程中的差异相关。随着声压响应的相位在中高频范围下不确定性的增加，统逐渐成为非系
汽车作为一个复杂系统，多种振动噪声源的受
传感器，递函数的计算只需考虑激励参考点和声传
压响应点之间的传递特性。ＯＴＡ主要具有操作简Ｐ便和省时的特点。传统路径分析和运行工况下传递路径分析都使用复频率响应函数来表征每一条路径。而对车辆、飞机、轮船等批量生产的产品，示同类产品不同个表
ａｅｖｌａｅｙｃｍｐｒｓｎｗｉｈｓｆｔｓｔｏｒａｉｔｄｂｏａｉｏｔｔｏｅｏｅｔｍｅｈｄ．Ｃｏａｉｏｆｔｅｅｕｔｔｈｓｒｍｅｔａｉｏａｄｈｍｐｒｓｎｏｈｒｓｌｗｉｔｏｅｆｏｔｒｄｔｎｌｓｈｈｉｏｅａｉｎｌｔｎｆｒａｈａａｙｉｍｅｏｈｗｓｔａｎｅｅｓｍｅｇｖｎｃｎｉｏ，ｈａｓｅｎｃｉｎｓｉｔｄｂｅｐｒｔａ — ａｓｅ－ｔｌｓｓｏｒｐｎｔｄｓｏｈｔｄｒｈａｉｅｏｄｔｎｔｅｔｎｆｒｆｔｏｓｅｔｈｕｔｉｒｕｍａｅｙｔｈ

基于传递路径贡献量分析对车内噪声的优化

=
=
（1）
根据公式（1）为P 为系统噪声总响应，P 为激励点到响应点的传递函数(FRF), F 为激励源载荷[2。2 整车有限元模型建立
2.1 载荷汽车在设计初期并没有实车进行试验分析与测试，最主要的控制 NVH 性能方式是通过
CAE 方法来预估 NVH 风险。但为了校核底盘性能，会在初期搭接一款 Mule Car，根据 Mule Car 在指定试验场采集实际路面的激励，通过轮心里得到轮边载荷。
左前控制臂右前控制臂
图3.4 动刚度曲线
4 驾驶室内的噪声控制
虽然激励力在 84Hz 处的值也很大，但减少激励力得需要降低衬套的刚度来实现，此方法会影响底盘的操控性，不易实现。因此需要针对左右控制臂接付点动刚度进行优化。针对 84Hz 输出对应的振型动画，明显控制臂 X 向摆动剧烈，中部与纵梁连接的管状结构较弱，并且弯曲角度较大，在受力后极易变形，将管状结构改为塔状结构，根部受力面积变大，整体结构断面也较圆管形式好，如图 4.1 所示。
通过对路径的贡献量分析找到贡献较大的分别是左、右前控制臂安装点 X 向激励到司机内耳的两条路径，如图 3.2 所示。
图3.2 路径贡献量
再根据相关 TPA 分析，如图 3.3，蓝色和红色曲线分别代表左、右前控制臂安装点的路径相关曲线，黑色虚线代表噪声叠加后的总响应曲线，上图代表这两条路径的激励力，中间代表此路径的噪声传递函数(NTF)，下图代表此路径下的响应曲线。
图4.1 优化结构对比
副车架后端与车身连接的臂较长，变形严重。可以将此处增加安装点，以防止副车架的摆动。通过对副车架控制臂安装点的优化加强，再进行传递路径分析，得到总响应曲线，84Hz 处峰值明显下降，并低于目标值。如图 4.2 所示。

传递路径分析法(TPA)进行车内噪声优化的应用研究

传递路径分析法（TPA）进行车内噪声优化的应用研究作者：李传兵摘要：本文基于传递路径分析方法并使用LMS 公司的相关软件，对开发中的某车型的车内轰鸣噪声问题进行了分析，找出了对车内轰鸣声贡献最大的传递路径，并通过有针对性地结构改进，有效地消除了该转速下的轰鸣声问题。

关键词：NVH 传递路径分析法（TPA，Transfer path analysis）贡献量分析车内振动噪声可以看成是由多个激励经过多条传递路径到达目标点叠加而成的，如果能准确地判断出各主要激励源和传递路径的贡献量，并针对贡献量大的激励源和传递路径作相应的优化改进，则NVH 改进工作效率能得到大大的提高。

为此，在汽车的NVH 性能分析中，常常将汽车简化为由激励源（振动源、噪声源）、传递路径和响应点组成的动态系统。

能同时考虑激励源和传递路径的传递路径分析法在汽车NVH 性能开发中得到了广泛关注，各专业公司都纷纷开发专门的商业化测试分析系统，LMS 的TPA 分析软件无疑是其中的杰出代表，已成为在汽车领域应用最广泛的商业系统之一。

传递路径分析方法可以用于结构传播噪声和空气传播噪声问题的诊断、分析和优化，本文将以某车型的结构传播噪声优化为例，详细阐述LMS 传递路径分析方法的实际应用过程和效果。

一、（结构）传递路径分析法基本原理假设汽车受m 个激励力作用，每一激励力都有x、y、z 三个方向分量，每一激励力分量都对应着n 个特定的传递路径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统响应分量。

以车内噪声声压作为系统响应，在线性系统的假设基础上，这个由于结构力输入产生的声压则可以表示为：上式中，(ω) mnk H 是传递函数，(ω) nk F 是激励力。

由上式所知，激励力和频响函数是TPA 分析的输入量，因此进行TPA 分析需要做的工作主要为：激励力获取：获取激励力的方法有多种，有直接测量法、复刚度计算法以及矩阵求逆法，这些方法各有优缺点和适应性，需要根据实际情况来选用。

传递路径分析在车内噪声分析中的应用

・
设计开发．
传递路径分析在车内噪声分析中的应用
康菲，闫硕，２彭洁１，２任永超１，２
（１．长城汽车股份有限公司技术中心；２．河北省汽车工程技术研究中心）
【摘要】阐述了传递路径分析（０ＰＡｘ）的估算方法及载荷力识别方法。针对某车辆全负荷加速行驶到为３６５０ｒ／ｍｉ
装动态吸振器并进行了整车试验。结果表明，车内噪声整体下降２．４ｄＢ（Ａ），满足相关要求。
主题词：传递路径分析
车内噪声
识别
中图分类号：Ｕ４６７．４＋９３文献标识码：Ａ文章编号：１０００ — ３７０３（２０１３）０７ — ００１８ — ０３ＡｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｏｆＴｒａｎｓｆｅｒＰａｔｈＡｎａｌｙｓｉｓｏｎＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＩｎｔｅｒｉｏｒＮｏｉｓｅＡｎａｌｙ大的问题，建立了“ 激励源一驾驶员位置” 传递路径模型，并进行了传递路径数据分析结果表
明，导致该车激励力变大的原因是发动机４阶激励与发动机左悬置支架模态重合产生共振在发动机左悬置支架安
ｏｆｔｈｅｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈ．ＲｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｅｎＸｒｇａｅｄｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｆｏｒｃｅａｓｃｒｉｂｅｓｔｏｒｅｓｏｎａｎｃｅｃａｕｓｅｄｂｙｃｏｎｉｎｃｉｄｅｎｃｅｏｆｆｏｕｔｈｒ－ｏｒｄｅｒｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｅｎｇｉｎｅｗｉｔｈｌｅｆｔｅｎｇｉｎｅｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｂｒａｃｋｅｔｍｏｄａ１．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ，ａｄｙｎａｍｉｃｖｉｂｒａｔｉｏｎａｂｓｏｒｂｅｒｉｓｉｎｓｔａｌｌｅｄｏｎｔｈｅｌｅｔｆｅｎｇｉｎｅｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｂｒａｃｋｅｔａｎｄｔｈｅｎｖｅｈｉｃｌｅｅｘｐｅｉｒｍｅｎｔｉｓｃｏｎｄｕｃｔｅｄ．Ｔｈｅｅｘｐｅｉｒｍｅｎｔｒｅｓｕｈｓｉｎｄｉｃａｔｅ

传递路径分析在车内噪声分析中的应用

传递路径分析在车内噪声分析中的应用车内噪声是一种常见的问题，它会对驾驶员和乘客的健康和舒适感造成负面影响。

因此，对车辆噪声进行分析和控制是至关重要的。

路径分析是一种被广泛应用于车内噪声控制的方法。

路径分析是一种通过分析声波在车辆内部传播路径的方法，以识别和控制噪音来源的传播路径。

它基于传递函数和声学模型，使用从源到接收器的声学能量传播路径来确定主要的声响路径，并计算噪声传递路径的声学转换系数。

通过这种方式，可以找到主要的噪音源，同时可以为降低车内噪声提供具体而有针对性的方案。

应用路径分析进行车内噪声控制有很多好处。

首先，它可以帮助在早期阶段识别可能的噪音来源，并设计出针对性的措施。

事实上，通过在车的设计和制造过程中使用路径分析技术，可以为未来的噪声控制提供基础。

其次，路径分析还可以帮助优化噪声控制的设计。

通过分析噪声源的路径，可以识别出对减少噪音最有效的控制方案。

这有助于减少噪音控制的成本和设计时间。

最后，路径分析还可以提高车辆内部舒适感。

通过使用路径分析技术来确定主要噪音源和传播路径，可以寻找最好的消音材料，并根据这些信息来定制噪音控制系统。

这可以有效降低车内噪声，提高驾驶员和乘客的舒适度。

在实现路径分析方案时，需要使用专业的软件来模拟声学传播路径。

这些软件可以模拟不同路径上的噪声传递效果，并帮助确定最有效的噪声控制方案。

综上所述，路径分析技术对于车内噪声控制非常重要。

通过对声波传播路径的深入分析，可以确定噪声来源和传播路径，并根据这些信息制定具体和有效的控制方案。

这样做不仅可以提高驾驶员和乘客的舒适度，还可以降低车内噪音对健康的不良影响。

在实际的应用中，路径分析技术通常需要组合多种方法进行，比如声学测量、模拟试验、数值模拟等。

其中，声学测量是最为重要的一步，通过采用有关仪器对精确志的数据进行采集，为后续分析提供依据。

模拟试验则可以通过对车辆外形、驾驶方式等进行模拟，来获得最为接近实际情况的数据。

时域传递路径分析在车内噪声优化中的应用

时域传递路径分析在车内噪声优化中的应用史晨路;孔传旭【摘要】时域传递路径分析/合成技术是一种基于时域多输入系统合成车内噪声的技术,在车内噪声问题识别与优化上已经得到广泛的应用.与传统频域TPA相比,时域TPA在传递路径模型中丰富了隔振元件主被动端传递路径信息,为可听的修改预测提供更多选择;其时域拟合结果可进行回放,经过后处理可进行多种声学性能分析.文章对时域传递路径分析的基本原理与建模方法进行介绍,利用时域传递传递路径分析技术对某开发中车型建立排气系统结构传递路径模型,并识别出由排气吊钩共振引起的车内轰鸣声,结合修改预测并在样车上进行验证,为整车子系统引起的噪声问题识别与优化提供一套完整的方案.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2017(000)002【总页数】4页(P160-163)【关键词】车内噪声;TPA;TPS;NTF;排气吊钩【作者】史晨路;孔传旭【作者单位】河北工业大学机械工程学院,天津300300;中国汽车技术研究中心汽车工程研究院,天津300300【正文语种】中文【中图分类】U461.910.16638/ki.1671-7988.2017.02.055CLC NO.:U461.9Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)02-160-04传递路径分析/合成技术可以有效评地估传递路径对车内声音的贡献。

过去的10至20年间，传递路径分析/合成技术已经广泛地应用在声学设计与故障诊断等领域。

本文采用时域传递路径分析方法建模，依据修改预测在样车上进行验证，识别并优化了由排气吊钩共振引起的车内轰鸣声。

由于在传递路径分析模型搭建之前，已经初步排除了轰鸣声是由排气系统辐射噪声引起的可能，故在传递路径分析模型搭建的过程中仅考虑了由排气系统引起的结构噪声。

发动机将振动传递给排气管路，经橡胶吊耳传递至车身端，向车内辐射噪声。

排查问题时一般将排气吊钩断开验证，如果没有变化，则认为问题与排气系统振动无关，但这可能改变排气系统姿态，无法正确辨识问题。

工况传递路径分析用于辨识车内噪声源

工况传递路径分析用于辨识车内噪声源仲典;蒋伟康【摘要】为了在不拆除耦合部件情况下，实现车内噪声辐射源和振动激励源快速辨识，应用工况传递路径分析方法建立车内噪声传递多输入、单输出模型。

进行偏奇异值分析辨识出车内噪声主要辐射源和振动激励源，计算各条传递路径对车内噪声贡献量，并且将目标点合成噪声与实测噪声进行对比。

在定置怠速工况下通过拆除某路径后预测噪声与实测噪声对比，验证模型正确性。

该方法不限具体车型，可以广泛地应用于车内噪声传递路径分析。

%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.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2016(036)003【总页数】6页(P110-114,146)【关键词】声学;噪声辐射源;工况传递路径分析;偏奇异值分析【作者】仲典;蒋伟康【作者单位】上海交通大学振动、冲击、噪声实验室，上海 200240; 上海交通大学机械系统与振动国家重点实验室，上海 200240;上海交通大学振动、冲击、噪声实验室，上海 200240; 上海交通大学机械系统与振动国家重点实验室，上海200240【正文语种】中文【中图分类】TB53车内噪声的控制是整个汽车开发过程中的一个重要环节［1］。

基于传递路径分析对驾驶室内轰鸣问题的改进

如何改善驾驶室内的声学环境、降低车内噪声水
平、提高车辆NVH性能已成为当今汽车界研究的重点
之一。大量研究和试验表明，发动机激励引起的车内结构噪声大部分由发动机惯性激励引起。基于子系统频
率响应的传递路径分析(TPA),可确定各子系统的传递
路径流入的激励能量在整个问题中所占的比例，识别对车内噪声贡献最大的传递路径。同时可以对比分析每条路径的传递函数和传递激励，综合分析引起传递噪声过大的原因叫对噪声传递路径识别及车内结构噪声控制具有重要的理论意义和工程价值［。基于此，文章以某SUV为研究对象,针对其驾驶室内的噪声情况进行了分析与改善。
化。假设车身结构为线性系统,在该系统上所有激励力的分量和某接受体形成总的响应系统⑶。发动机通
过3个悬置点与车身相连，每个悬置考虑X,",#3个平动自由度,则发动机振动共通过3x3即9条路径传递到车身。由此,影响驾驶室内噪声问题共有9条传递路径。 2车内结构噪声传递路径分析
总响应噪声主要是由载荷或噪声传递函数(NTF) 决定的⑷。TPA考虑来自各方向不同路径的所有贡献量
-55 -
APPLIC2019年11月
构成的总响应，找岀对车内振动噪声起主导作用的路径，通过优化具体问题路径，使车内振动噪声控制在目标值之内。通过有限元方法中的板贡献量分析快速地找岀引起驾驶室轰鸣的板件,对其进行优化。 2・1仿真模型创建
车身是噪声与振动的传递通道，各种噪声与振动源通过车身传入车内。分析车身结构的动态特性可以更好地掌握振动传递和噪声产生的机理，进而为车内噪声预测、传递路径分析以及板件声学贡献分析等提供依据。准确的有限元模型是查找问题的基础和前提,
2019(11}
E点韶汽车工穩师
APPLICATION 技术应用

基于传递路径分析某油混SUV车型怠速车内噪声优化

基于传递路径分析某油混SUV车型怠速车内噪声优化方苗苗;莫学霜;梁玉雄;陆湘伟【期刊名称】《装备制造技术》【年(卷),期】2024()4【摘要】车内噪声特性作为评判汽车舒适性的一项重要指标,是各大主机厂角逐产品核心竞争力的重点研究对象之一。

对于汽车行驶时存在的车内噪声,往往是由多个激励源沿不同路径传递至目标位置交汇堆叠而成,因其传递路径多、排查量大,工程上常使用传递路径分析(TPA)加以诊断。

通过搭建“振源-传递路径-响应”模型,借助一系列输入点到输出位置的声振传递函数矩阵(NTF)加以分析,识别出关键路径对车内噪声水平的贡献量,从结构上寻找对策,有的放矢地优化设计。

针对某款油混SUV车型怠速充电时车内噪声大且存在低频轰鸣问题,通过实车NVH测试,识别出问题主要频率为发动机二阶,结合传递路径分析及噪声传递函数(NTF)测试,对所梳理出可能存在贡献的传递路径进行扰动方案排查,锁定悬置系统传递路径对怠速车内噪声水平贡献较大,即该问题主要是因为怠速充电时低转速高扭矩下发动机二阶激励通过悬置传递至车身,引起顶棚背门等钣金振动,向车内辐射噪声所致。

对此,就振源、传递路径端分别提出相应的改善对策:振源端采用降低动总充电功率优化方案,传递路径端采用调低悬置软垫刚度优化方案。

经实车验证,相关优化方案可大幅降低前后排二阶噪声,主观评价怠速车内噪声改善显著且低频轰鸣问题可接受。

【总页数】7页(P65-71)【作者】方苗苗;莫学霜;梁玉雄;陆湘伟【作者单位】东风柳州汽车有限公司;柳州铠玥科技有限公司【正文语种】中文【中图分类】U469【相关文献】1.动力总成振动到车内怠速噪声的传递路径分析2.怠速工况下车内结构噪声传递路径分析与控制研究3.某MPV车型怠速车内噪声优化4.一款SUV车内加速噪声的结构传递路径分析与优化因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。