岳 葉，曾憲棣YueYe，Zeng Xiandi

基于簡(jiǎn)化的TPA方法解決車內(nèi)噪聲問(wèn)題的分析

岳 葉1，曾憲棣2YueYe1，Zeng Xiandi2

（1. 北京新能源汽車技術(shù)創(chuàng)新中心有限公司 技術(shù)策源群，北京 100176；2. 北京寶沃汽車有限公司 工程研究院，北京 102206）

采用MATLAB語(yǔ)言讀取車輛載荷、傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)，通過(guò)解剖、簡(jiǎn)化的TPA（Transfer Path Analysis，傳遞路徑分析）方法，快捷高效地獲得車內(nèi)總響應(yīng)和各路徑下的分量響應(yīng)，并輸出貢獻(xiàn)量圖表，分解載荷與傳遞函數(shù)的貢獻(xiàn)。結(jié)合整車模態(tài)貢獻(xiàn)量分析、面板貢獻(xiàn)量分析及局部結(jié)構(gòu)優(yōu)化手段，解決了怠速工況噪聲峰值問(wèn)題，并且通過(guò)了多種噪聲振動(dòng)分析驗(yàn)證。

TPA；NVH；貢獻(xiàn)量

0 引 言

TPA（Transfer Path Analysis，傳遞路徑分析）是汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動(dòng)和聲振粗糙度）領(lǐng)域降低振動(dòng)噪聲不可或缺的技術(shù)，將一個(gè)復(fù)雜系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲問(wèn)題，簡(jiǎn)化成多條路徑的綜合，每條路徑又由單個(gè)載荷激勵(lì)和對(duì)應(yīng)的傳遞函數(shù)組成。汽車是一個(gè)復(fù)雜系統(tǒng)，有很多個(gè)激勵(lì)源，經(jīng)過(guò)很多條傳遞路徑最終到達(dá)振動(dòng)噪聲關(guān)注點(diǎn)。例如某車輛3個(gè)懸置的動(dòng)力總成對(duì)車身有3個(gè)激勵(lì)源，每個(gè)激勵(lì)源有3個(gè)方向、、，共有9個(gè)源，假設(shè)響應(yīng)點(diǎn)為駕駛員右耳（1個(gè)方向），則對(duì)應(yīng)9條路徑、9個(gè)傳遞函數(shù)；假設(shè)響應(yīng)點(diǎn)為轉(zhuǎn)向盤12點(diǎn)的振動(dòng)（3個(gè)方向），則對(duì)應(yīng)27條路徑、27個(gè)傳遞函數(shù)。

1 TPA 基本原理

假設(shè)一輛汽車受到個(gè)激勵(lì)力作用，每一激勵(lì)力有、、3個(gè)方向分量，每一激勵(lì)力分量對(duì)應(yīng)個(gè)特定的傳遞路徑，那么激勵(lì)力分量和對(duì)應(yīng)的某個(gè)傳遞路徑產(chǎn)生一個(gè)系統(tǒng)響應(yīng)分量。以車內(nèi)噪聲聲壓作為系統(tǒng)響應(yīng)，在線性系統(tǒng)假設(shè)基礎(chǔ)上，由結(jié)構(gòu)力輸入產(chǎn)生的聲壓可以表示為

式中，F()為激勵(lì)力；H()為傳遞函數(shù)；=1，2，3；為路徑個(gè)數(shù)；為聲壓[1]77。

綜上所述，得到激勵(lì)力分量和相應(yīng)的傳遞函數(shù)分量即可以得到總響應(yīng)。

1.1 載荷的獲取

激勵(lì)力即載荷，其獲取有直接測(cè)試法和逆矩陣法等，都比較難操作，文中采用復(fù)剛度法獲取。實(shí)車測(cè)試激勵(lì)點(diǎn)主被動(dòng)側(cè)的加速度，結(jié)合中間彈性元件的動(dòng)剛度，最終得到激勵(lì)力為

式中：為頻率；()_active和()_passive分別為主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)的加速度；K為激勵(lì)點(diǎn)隔振剛度（中間彈性元件剛度）[1]374,[2]。

以整車怠速工況下3個(gè)懸置激勵(lì)力的獲取為例，采集懸置的主、被動(dòng)側(cè)加速度值，與底盤設(shè)計(jì)工程師確認(rèn)懸置的橡膠剛度，通過(guò)式（3）獲得懸置力的結(jié)果，部分頻率下的部分懸置力見表1。3個(gè)懸置的3個(gè)方向分量的力作為TPA式（1）中力的數(shù)據(jù)來(lái)源。

表1 怠速工況下3個(gè)懸置傳遞到車身的力

1.2 傳遞函數(shù)的獲取

一般取激勵(lì)點(diǎn)的被動(dòng)側(cè)到車身關(guān)鍵點(diǎn)的傳遞函數(shù)作為傳遞路徑函數(shù)。獲取方法包括力錘敲擊、激振器激勵(lì)或有限元模擬。文中采用有限元模擬的方法，結(jié)合有限元分析軟件計(jì)算得到傳遞函數(shù)。

以懸置點(diǎn)到車內(nèi)傳遞函數(shù)為例，在有限元整車模型的懸置點(diǎn)加載1N的集中力，調(diào)用Nastran SOL 111卡片，計(jì)算獲取激勵(lì)點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)信息，并導(dǎo)出到Excel中，作為TPA式（1）中的傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)來(lái)源。圖1為有限元后處理軟件中傳遞函數(shù)的幅值信息。

圖1 3個(gè)懸置3個(gè)方向到左耳傳遞函數(shù)的幅值

2 應(yīng)用實(shí)例

對(duì)某SUV整車怠速工況進(jìn)行分析，后排右側(cè)乘客左耳在51 Hz處的噪聲峰值比標(biāo)桿車高出6 dB(A)，如圖2所示[3]。

本文選取新疆297家A級(jí)旅游景區(qū)為研究對(duì)象，旅游景區(qū)數(shù)據(jù)通過(guò)新疆旅游官方網(wǎng)和國(guó)家旅游局網(wǎng)站（http：//www.xinjiangtour.gov.cn）獲取 ；利用Google Earth獲取新疆A級(jí)景區(qū)的準(zhǔn)確空間位置，通過(guò)地圖數(shù)字化得到新疆A級(jí)旅游景區(qū)空間分布圖（圖1）。

圖2 后排右側(cè)乘客左耳噪聲響應(yīng)

上述分析過(guò)程在有限元分析軟件中進(jìn)行，在整車有限元模型中，約束輪胎接地點(diǎn)，并在3個(gè)懸置安裝點(diǎn)處加載表1中載荷力，調(diào)用Nastran SOL 111卡片計(jì)算得到車內(nèi)噪聲曲線。

2.1 TPA分析

針對(duì)后排右側(cè)乘客左耳51 Hz處的噪聲峰值問(wèn)題，在怠速工況下分析整車模型中懸置安裝點(diǎn)處加載單位載荷，計(jì)算出懸置點(diǎn)到后排右側(cè)乘客左耳的NTF（Noise Transfer Function，噪聲傳遞函數(shù)）曲線，將怠速工況下的懸置載荷力與NTF曲線值以Excel形式代入TPA程序中，運(yùn)行程序得出路徑貢獻(xiàn)量矢量圖，如圖3所示，其中最長(zhǎng)實(shí)線箭頭矢量代表總響應(yīng)，其他9個(gè)矢量大小分別代表3個(gè)懸置3個(gè)方向到后排右側(cè)乘客左耳在51Hz處的響應(yīng)分量。圖3中可以看出虛線箭頭矢量投影到最長(zhǎng)實(shí)線箭頭（總響應(yīng)）矢量的值最大，其對(duì)應(yīng)的是右懸置向，即在51 Hz處，右懸置向到后排右側(cè)乘客左耳這條路徑的貢獻(xiàn)量最大。

圖4為貢獻(xiàn)量最大的路徑下載荷和傳遞函數(shù)的分解，用來(lái)判斷噪聲峰值是由載荷源引起還是由傳遞路徑引起。圖4中51 Hz處的力載荷和傳遞函數(shù)都有峰值，由于試驗(yàn)車載荷與標(biāo)桿車分析時(shí)的載荷保持一致，所以只考慮傳遞函數(shù)峰值問(wèn)題。

圖3 路徑貢獻(xiàn)量矢量圖

圖4 右懸置Z向到左耳TPA分析

2.2 模態(tài)貢獻(xiàn)量分析

當(dāng)路徑貢獻(xiàn)量確定后，用模態(tài)疊加法對(duì)右懸置向到后排右側(cè)乘客左耳的NTF曲線的51 Hz峰值做模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，考察所有計(jì)算出來(lái)的階次模態(tài)引起的響應(yīng)在總響應(yīng)中的比重。分析發(fā)現(xiàn)，在50.66 Hz貢獻(xiàn)量最大，進(jìn)一步計(jì)算整車模態(tài)，其50.66 Hz的模態(tài)振型如圖5所示。

圖5 整車50.66 Hz處的模態(tài)分布

觀察圖5發(fā)現(xiàn)，前保下護(hù)板的振動(dòng)和前大燈安裝板局部振動(dòng)較大，其次是后側(cè)門外板局部振動(dòng)大，更改這幾個(gè)地方的局部結(jié)構(gòu)對(duì)51 Hz的峰值優(yōu)化幾乎沒有影響，但是更改前保的集中質(zhì)量和前大燈的質(zhì)量對(duì)峰值有優(yōu)化效果。因?yàn)楦姆桨笩o(wú)法在實(shí)車上實(shí)現(xiàn)，所以進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，進(jìn)一步探索峰值優(yōu)化方案。

2.3 面板貢獻(xiàn)量分析

取可以與車內(nèi)聲腔耦合的結(jié)構(gòu)面為耦合面，將耦合面細(xì)分成8個(gè)面板，包括前風(fēng)擋、頂棚、前側(cè)門、后側(cè)門、后尾門、前圍板、前地板、后地板。采用模態(tài)疊加法計(jì)算，并且保證與模態(tài)貢獻(xiàn)量計(jì)算時(shí)的頻率范圍一致。面板貢獻(xiàn)量結(jié)果如圖6所示，貢獻(xiàn)量最大的面板是前風(fēng)擋玻璃[4-5]。

圖6 50.66 Hz處的面板貢獻(xiàn)量結(jié)果

檢查整車模型，確認(rèn)前風(fēng)擋玻璃上沒有增加內(nèi)后視鏡質(zhì)量，故增加1個(gè)0.4 kg的質(zhì)量點(diǎn)，優(yōu)化效果明顯；另外從模態(tài)結(jié)果發(fā)現(xiàn)，頂棚第1橫梁處的振幅也較大，故去掉頂棚第1橫梁處的一部分粘膠也有明顯的優(yōu)化效果，優(yōu)化后可降低 5 dB(A)。圖7為結(jié)構(gòu)優(yōu)化位置。

圖7 結(jié)構(gòu)優(yōu)化位置

圖8為優(yōu)化前、后后排右側(cè)乘客左耳噪聲曲線對(duì)比圖。

圖8 左耳噪聲優(yōu)化前、后對(duì)比

為驗(yàn)證MATLAB程序的準(zhǔn)確度，將仿真分析軟件的SUV整車路面噪聲分析響應(yīng)值代入程序中，并與程序中通過(guò)載荷與傳遞函數(shù)計(jì)算所得的響應(yīng)值進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果如圖9所示。

圖9 兩種方法結(jié)果對(duì)比

對(duì)比結(jié)果顯示，有限元分析結(jié)果與MATLAB程序中各路徑疊加結(jié)果完全一致，在未來(lái)的TPA分析中可以采用MATLAB來(lái)實(shí)現(xiàn)。

3 總 結(jié)

TPA分析方法從整車出發(fā)，能夠快速識(shí)別出引起噪聲問(wèn)題的主要振動(dòng)源，將整車降噪目標(biāo)分解到各個(gè)子系統(tǒng)：模態(tài)貢獻(xiàn)量和面板貢獻(xiàn)量，并優(yōu)先指導(dǎo)了模態(tài)貢獻(xiàn)量和面板貢獻(xiàn)量的分析方向，使得整車車內(nèi)噪聲源問(wèn)題得以快速解決。

采用MATLAB程序進(jìn)行TPA分析具有以下優(yōu)點(diǎn)。

（1）實(shí)現(xiàn)TPA算法：Nastran SOL 111只能計(jì)算.pch類型的傳遞函數(shù)，不支持載荷計(jì)算，為了保證與Nastran結(jié)果數(shù)據(jù)的一致性，采用MATLAB將Excel中的載荷和Nastran輸出的傳遞函數(shù)結(jié)合TPA理論算法最終實(shí)現(xiàn)TPA分析過(guò)程。

（2）節(jié)省優(yōu)化時(shí)間：在整個(gè)TPA分析程序中，不僅可以輸出TPA（貢獻(xiàn)量圖）結(jié)果，也可以輸出總響應(yīng)。在峰值優(yōu)化分析中，可以借用優(yōu)化后的傳遞函數(shù)在TPA程序中快速地計(jì)算出總響應(yīng)，進(jìn)一步對(duì)比優(yōu)化前、后總響應(yīng)的結(jié)果，減少了1次Nastran提交計(jì)算的時(shí)間（服務(wù)器上至少為4 h），節(jié)省優(yōu)化時(shí)間。

（3）實(shí)現(xiàn)多種載荷工況：TPA方法中的載荷可以擴(kuò)展到多種載荷分析，例如加速度激勵(lì)路噪分析、位移激勵(lì)緩沖帶分析等。

[1]龐劍，諶剛，何華. 汽車噪聲與振動(dòng)—理論與應(yīng)用[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]劉東明，項(xiàng)黨，陳琪. 運(yùn)用傳遞路徑分析研究動(dòng)力總成引起的結(jié)構(gòu)聲：2007年APC聯(lián)合學(xué)術(shù)年會(huì)論文集[C]. 天津：中國(guó)汽車工程學(xué)會(huì)，2007：46-49.

[3]何琳，朱海潮，邱小軍，等. 聲學(xué)理論與工程應(yīng)用[M]. 北京：科學(xué)出版社，2006.

[4]慕樂，周鋐. 基于傳遞路徑分析的怠速工況下轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)路徑識(shí)別及改進(jìn)[J]. 汽車技術(shù)，2011（4）：15-17，21.

[5]佘琪，周鋐. 傳遞路徑分析用于車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量的研究[J]. 汽車技術(shù)，2010（3）：16-19，30.

2019-08-21

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.06.003

1002-4581（2019）06-0012-04