传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究
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

fe u n y r s o s u c in o h i r n fr p t fa t mo ie i tro os n r i g fr e id c t h t te r q e c e p n e f n t f t e ma n t se ah o u o t n e r n ie a d wo k n o c n iae t a h o a v i c n r u in a o g Di cin Z o x a s p p a gn on i l a s d b t wo k n r e a r q e c f2 . Hz o t b t l n r t fe h u t ie h n i gp i t s man y c u e y i r i g f c t e u n y o 6 7 , i o e o i s o f
i n t e o d h o c a s d b ir t n o e o d o d rfe u n y o n i e t e s me a p i st n i e mo n ig n a oh rw r ,t e fr e c u e y vb ai fs c n - r e r q e c f gn ; h a p l o e g n u t o e e n a d s u d r d ai n o e e gn u fc . n o n a it n t n i e 车辆 内部 噪声
传 递 路径分 析
模 型
中图分类 号 : 4 1 文献标 识码 : 文章 编号 :00 30 f000 — 06 0 U6 A 10— 732 1 )30 1— 4
S u y o t mo i e I tro ie Co t i u i n b t d fAu o t n e i r No s n rb t y v o
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JournalofShenyangLigongUniversityVol 43No 3Jun 2024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63 5dBꎬ副车架拐点对车内噪声影响次之ꎬ噪声峰值为53 2dBꎬ排气吊耳拐点对车内噪声影响较小ꎬ噪声峰值仅为38 7dBꎮ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.Theinflectionpointofrubbersuspensionhasthelargestinfluenceontheinteriornoiseꎬandthefittednoisevalueisalsotheclosesttothemeasuredvalueꎬwiththenoisepeakvalueat63 5dB.Theinflectionpointofsubframehasthesecondinfluenceontheinteriornoiseꎬwiththenoisepeakvalueat53 2dB.Thepeaknoiseisonly38 7dB.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=[m1c1k1 mncnkn]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=l Rj/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/T18697 2002[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=1100 1(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186N mꎬ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83 5mm㊁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61 5mm㊁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0 0001gꎻGRAS声学传感器ꎬ灵敏度为14 5mV/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0 9以上(后悬置Y向为0 95ꎬ后端排气吊耳Y向为0 99)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.5㊀Frequencyresponsefunctionfrompartofthepathpointstothedriver srightearside图6㊀部分路径拐点到驾驶员右耳侧的相干曲线Fig.6㊀Coherencecurvesfrompartofthepathpointstothedriver srightearside2.4㊀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60 7dB及63 5dBꎮ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53 2dBꎮ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35 8㊁38 7及37 5dBꎮ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63 5dBꎬ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/T18697 2002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 ∞
m o
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54 Hz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.54 Hz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54 Hz轰鸣声降低约3 dB,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 J f ) x z
(= 厂 ∑ ∽口(+ ) ;厂 ∑ a 2 ,) , h ∽ - p
l 车 内噪声 的 O T A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 。OT A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
a e v l a e y c mp rs n wi h s f t s t o r ai t d b o a io t t o e o e t meh d.Co a io f t e e u t t h s r m e ta i o a d h mp rs n o h r s l wi t o e f o t r dt n l s h h i o ea i n lt n f r ah a ay i me o h wst a n e es me g v n c n i o ,h a se nci n si td b e p r t a — a se - t l ss o r p n t d s o h t d r h a i e o d t n t e t n f rf to se t h u t i r u mae y t h
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传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究
车内噪声是一种常见的问题,影响了司机和乘客的舒适性和安全性。
为了研究车内噪声的来源和贡献量,路径分析可以被用于建立车内噪声传递的模型。
传递路径分析是指从噪声源到车内各点的传递过程。
在这个过程中,噪声从源头传递到车内,经过车辆各种部件如轮胎、悬挂系统、引擎盖等,最终到达车内的乘员空间。
这个过程中的每个部件都有可能引入一定的噪声贡献量,因此路径分析可以帮助我们定位噪声源并找到有效的噪声控制措施。
路径分析可以分为两个步骤:建立传递模型和进行路径分析。
建立传递模型是指根据车辆的特性对噪声传递进行建模。
通常的建模过程可以分为三步骤:首先找到主要的噪声源,确定噪声的频率特性和功率谱;其次对每一个噪声传递路径进行建模,考虑传递过程中的各种因素,如传递系数和反射系数等;最后将各个路径的模型汇总起来,得到整个传递模型。
进行路径分析则是根据传递模型对噪声来源和贡献量进行量化。
在路径分析中,可以通过实验室测试和道路测试来获取数据,从而确定噪声的来源和贡献量。
一些常用的路径分析方法包括声功率级法、声贡献分析法和耦合路径分析法等。
一般情况下,路径分析的结果可以用于制定噪声控制策略。
对于确定的噪声源,可以通过改进构件设计、优化隔音材料、降低机械噪声等方式来降低噪声。
另外,对于重要的噪声传递路
径,建立隔音工程以阻挡噪声也是一种有效的方法。
在进行路径分析时,还需注意一些问题。
例如,噪声传递模型需要足够精确才能得到可靠的路径分析结果;使用不同的路径分析方法可能会得到不同的结果;并且,由于车内噪声是由多个噪声源产生的,因此路径分析需要考虑多个噪声源的影响。
总的来说,路径分析可以帮助我们了解车内噪声传递的情况,定位噪声源并找到有效的控制措施。
这对于提高车辆的舒适性和安全性都具有重要意义。
除了路径分析,还有其他方法可以用于车内噪声贡献量的研究。
例如,声学定位可以用于确定噪声源的位置,这对于确定噪声控制措施非常有价值。
另外,采用虚拟现实技术可以对车内环境进行仿真,更好地理解噪声源和传递路径。
除了上述方法,也可以采用有限元分析和多体动力学分析。
有限元分析可用于预测车内噪声级别和寻找最有效的隔音设计策略,可以预测噪声在车辆的不同频率中的传递和反射。
而多体动力学分析可预测车辆的振动和噪声,并为解决噪音问题提供更完整的模拟模型。
这些模拟模型可以在数字环境中进行测试,以帮助优化隔音材料、设计振动控制策略等。
除了噪声源和噪声传递路径的研究外,还应注意乘员的行为和注意事项。
例如高速行驶、打开车窗等,都会均匀噪声的增加。
乘员应避免使用强噪声源(如手机、音响)和位置靠近机械装置。
另外,行驶时乘员要保持耳塞姿势,以减少外界噪声对耳膜的伤害。
对于车辆设计者和制造商,应开发更安静的车辆,
包括减少噪音污染源、运用优质隔音材料和采取振动控制措施等。
综上所述,研究车内噪声贡献量需要结合多种方法,包括路径分析、声学定位、虚拟现实技术、有限元分析、多体动力学分析等。
无论采用哪种方法,问题的本质都是分析噪声的来源和传递路径,以制定最有效的噪声控制策略。
在未来,应进一步发展车辆噪声控制技术,并通过适当的宣传和教育来加强乘员对噪声环境的认知和理解。
除了研究车内噪声贡献量的方法,我们还需要关注车辆噪声治理的方法和策略。
噪声治理可以分为源头治理、传递途径治理和人防治理。
源头治理是最有效的方法之一,它通过减少噪声源的发生来达到降噪的目的。
常见的方法包括提高发动机的制造工艺、降低机器声音的发生、选择优质隔音材料等。
除此之外,驱动电动汽车可以有效降低噪声的产生。
传递途径治理是采用隔音和吸音材料来阻止声波在车辆内部的传递。
传递途径治理可采用更加复杂的技术,如针孔隔离、震动控制减震器和适当的面板设计来实现。
同时在车辆设计的过程中,还要注意控制振动和噪声的传递途径,如广泛应用通风降噪等技术。
人防治理旨在保护人类的健康和安全。
可以使用个人防护措施,如佩戴耳塞、降低音量、戴上头盔等等。
此外,还应加强噪声环境管理,例如国家标准设定、相关行业标准制定和减压设施的建设等。
在噪音治理过程中,既要考虑其经济和技术可行性,也要考虑其可持续性和环境友好性。
在源头治理中,发动机技术的改进是最关键的,因为发动机的质量和技术水平直接影响到汽车噪声的大小和能耗的多少。
吸声材料的选择和应用也是重要的,需要考虑材料的吸声性能和成本之间的平衡。
对于传递途径治理,应密切关注车辆机械元件的设计和隔音材料的选用。
适当采用电子振动控制技术可以提高隔音效果。
此外,还应着眼于优化车体底盘结构和气动外部造型设计,改善车辆的空气动力学设计和阻力。
人防治理需要结合宣传和教育,提高公众的噪声意识和环境保护意识。
同时,应建立健全的法规体系和技术标准,强化监管和法律制裁力度,促进噪声环境的改善和维护。
总而言之,车内噪声贡献量的研究非常重要,需要结合多种方法,包括路径分析、声学定位、虚拟现实技术、有限元分析、多体动力学分析等。
在噪声治理方面,可以采用源头治理、传递途径治理和人防治理,以保障人们的生命安全和身体健康。
车辆设计者和制造商应积极寻找减少噪音的有效方法,为消费者提供更安静和舒适的驾驶体验。