康 菲 閆 碩 彭 潔 任永超

（1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

1 前言

汽車內(nèi)部噪聲和振動現(xiàn)象是由多個激勵經(jīng)由不同的傳遞路徑，抵達(dá)目標(biāo)位置后疊加而成的[1]。在進(jìn)行汽車NVH問題的分析和改進(jìn)過程中，如果能準(zhǔn)確判斷出各主要激勵源和傳遞路徑的貢獻(xiàn)量，并對貢獻(xiàn)量大的位置改進(jìn)優(yōu)化，則能夠大幅提高工作效率。而傳遞路徑分析方法能夠準(zhǔn)確判斷各路徑輸入的激勵能量在整個問題中所占的比例，找出傳遞路徑上對車內(nèi)噪聲起主導(dǎo)作用的環(huán)節(jié)，通過控制這些主要環(huán)節(jié)（聲源的強度、路徑的聲學(xué)靈敏度等）參數(shù)在合理的范圍內(nèi)，以使車內(nèi)噪聲控制在預(yù)定的目標(biāo)值內(nèi)[1]。本文介紹了工況傳遞路徑分析（OPAX）方法，用工況下的測試數(shù)據(jù)直接識別得到工況載荷并建立參數(shù)模型，同時利用相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行各個傳遞路徑的貢獻(xiàn)量分析。

2 傳遞路徑分析方法基本原理

傳遞路徑分析方法的基本原理是假設(shè)汽車內(nèi)部噪聲或振動是由多個激勵經(jīng)由不同路徑抵達(dá)目標(biāo)位置后疊加而成的，如公式（1）主要包括噪聲傳遞和結(jié)構(gòu)傳遞[2]:

式中，yk為目標(biāo)點響應(yīng)；Fi為激勵力，表示由振動源作用在機械系統(tǒng)上的結(jié)構(gòu)載荷；Qj為體積加速度，表示由聲源發(fā)出的聲載荷；NTFik與NTFjk表示激勵力i或聲源j到響應(yīng)點K的傳遞函數(shù)。

OPAX方法是在傳遞路徑基本分析方法的基礎(chǔ)上，建立便攜的激勵源-路徑-響應(yīng)模型，并利用工況測試結(jié)果，使用剛度參數(shù)化模型[3]方式和動剛度分段（頻率）求取方法，簡單和快捷獲取載荷力。

3 實例應(yīng)用

3.1 問題分析

通過對問題車輛進(jìn)行主觀評價，發(fā)現(xiàn)某車輛3擋全負(fù)荷加速行駛到發(fā)動機轉(zhuǎn)速3650r/min時，駕駛員位置有較大轟鳴聲。在消聲室內(nèi)對該車進(jìn)行噪聲測試，測試工況為3擋全負(fù)荷加速，發(fā)動機轉(zhuǎn)速從1000r/min全負(fù)荷升到4000 r/min，測試位置為駕駛員位置，結(jié)果如圖1和圖2所示。由圖1和圖2可知，引起駕駛員位置3650r/min附近噪聲大的主要原因是4階噪聲，其頻率為243Hz，因此初步懷疑該噪聲產(chǎn)生與發(fā)動機相關(guān)。

3.2 模型建立

根據(jù)駕駛員位置3650 r/min附近4階噪聲大現(xiàn)象，制定后續(xù)試驗方案并分析主要原因，所建立的“激勵源—駕駛員位置”傳遞路徑模型如圖3所示。

3.3 傳遞函數(shù)測試

根據(jù)該模型確認(rèn)在車身側(cè)的9個結(jié)構(gòu)載荷力輸入點和8個聲學(xué)體積加速度輸入點，然后依據(jù)測試位置分別布置3向加速度傳感器和麥克風(fēng)。利用體積聲源為激勵源，并采集各目標(biāo)點到激勵點的傳遞函數(shù)，用于傳遞路徑數(shù)據(jù)分析。

3.4 工況測試及數(shù)據(jù)分析

針對該車型3擋全負(fù)荷加速工況發(fā)動機轉(zhuǎn)速3650 r/min 4階噪聲大的問題，測量該車3擋全負(fù)荷加速1000～4000 r/min車內(nèi)噪聲、發(fā)動機懸置主被動側(cè)振動、發(fā)動機輻射噪聲、進(jìn)排氣噪聲等數(shù)據(jù)，用于傳遞路徑數(shù)據(jù)分析。

通過軟件計算可以得到每條傳遞路徑對駕駛員位置噪聲的貢獻(xiàn)量，其中發(fā)動機轉(zhuǎn)速3650 r/min時貢獻(xiàn)量最大的位置是左懸置Z方向，其它路徑貢獻(xiàn)量較?。▓D4）。根據(jù)發(fā)動機左懸置Z方向載荷力（圖5）及傳遞函數(shù)曲線結(jié)果（圖6），可以看出傳遞函數(shù)曲線較平滑無明顯峰值，而載荷力曲線在3650 r/min時有較大峰值，初步懷疑是發(fā)動機左懸置側(cè)有共振現(xiàn)象產(chǎn)生，進(jìn)而進(jìn)行發(fā)動機支架模態(tài)試驗以確認(rèn)問題原因。

3.5 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

根據(jù)分析結(jié)果首先進(jìn)行發(fā)動機支架模態(tài)試驗，查看243 Hz附近是否有模態(tài)存在。試驗結(jié)果顯示，發(fā)動機左懸置支架在240 Hz附近有模態(tài)存在（圖7），由此可以確定導(dǎo)致激勵力變大的原因是發(fā)動機4階激勵與發(fā)動機左懸置支架模態(tài)重合而產(chǎn)生共振。對此問題制定2種優(yōu)化方案:直接改變發(fā)動機懸置支架的結(jié)構(gòu)，提高其固有頻率從而避開主要激勵頻率；在發(fā)動機懸置支架上增加動態(tài)吸振器。

綜合考慮研發(fā)周期、成本以及可行性等因素，決定采用增加吸振器方案。依據(jù)阻尼式動力吸振器設(shè)計基本原理[4]，將懸置支架等效為對應(yīng)的模態(tài)頻率（240 Hz）下的單自由度系統(tǒng)，利用模態(tài)測試結(jié)果得到該模態(tài)下的模態(tài)質(zhì)量M，根據(jù)實際情況及質(zhì)量比μ（吸振器質(zhì)量與懸置支架模態(tài)質(zhì)量之比）的選擇原則，選擇質(zhì)量比μ為0.16，由此得到吸振器質(zhì)量m，而最優(yōu)協(xié)調(diào)比f（吸振器頻率與懸置支架頻率之比）為0.862，最終設(shè)計吸振器頻率為207 Hz。

在發(fā)動機左懸置支架位置增加動態(tài)吸振器后，經(jīng)整車試驗驗證及主觀評價，駕駛員位置車內(nèi)轟鳴聲明顯減小，達(dá)到要求。對比車內(nèi)噪聲曲線（圖8）可知，車內(nèi)噪聲整體下降2.4 dB（A）且曲線較平滑；由圖2和圖9改進(jìn)前、后噪聲頻譜圖對比可知，在243 Hz附近噪聲較原狀態(tài)明顯減小。

4 結(jié)束語

運用OPAX方法，通過對其車型的轟鳴聲問題從傳遞路徑測試、貢獻(xiàn)量分析以及載荷識別等方面入手，最終應(yīng)用懸置支架吸振器將噪聲問題解決。該案例充分說明OPAX方法是一種快速、高效的解決方法，同時也反映出發(fā)動機附件的振動大小、安裝頻率、共振轉(zhuǎn)速等對發(fā)動機本身振動噪聲性能均有較大影響，可能引起整車NVH問題。因此，在發(fā)動機前期設(shè)計時要盡量提高其剛度，使其與發(fā)動機主要激勵頻率錯開，防止共振的發(fā)生。

1 劉東明，項黨，羅清，等.傳遞路徑分析技術(shù)在車內(nèi)噪聲與振動研究與分析中的應(yīng)用.噪聲與振動控制，2007（8）.

2 吳穎熹，周 鋐，王二兵.工況傳遞路徑（OPA）與經(jīng)典傳遞路徑分析（TPA）方法比較.LMS論文集,2011.

3 常輝，劉文強，吳東風(fēng).傳遞路徑分析技術(shù)在NVH開發(fā)中的應(yīng)用.LMS論文集,2011.

4 丁文鏡.減振理論.北京:清華大學(xué)出版社，1988.