传递路径分析法在方向盘振动分析中的应用_叶松奎
LMS Test.Lab 传递路径分析
传递路径分析探究振动噪声问题的根源LMS b传递路径分析提供了基于工程试验方法的系统级振动噪声解决方案，对关键零部件进行工程分析。
作为一个全面理解振动噪声问题的方法，TPA有助于对振动噪声问题进行故障诊断，并对每个关键零部件进行性能目标设定。
在一个由多个子结构组成的复杂结构(诸如汽车、飞机或船舶)中，某一特定位置的振动噪声现象往往是由一个远处的振动源所引起的。
例如，能量可以通过不同的路径从汽车发动机传入驾驶室内：通过发动机悬置、排气系统连接点，甚至间接地通过传动轴和底盘悬架传入到驾驶室内。
进气和排气系统的空气传播也会对振动噪声问题有一定的影响。
强大的传递路径分析技术能够解决这类振动噪声问题，它可以帮助工程师在设计早期检测到问题产生的根源。
LMS b提供高效的解决方案，以识别振动噪声问题及其产生的根本原因，并能够快速地评价设计修改。
从故障诊断到根源分析传递路径分析(TPA)是用于识别和评价能量从激励源到某个接收位置的各个结构传播和声传播的传递路径。
一旦对这些激励源及传递路径建模并量化后，系统优化就成为一个相对容易的设计工作。
传递路径分析用于定量分析不同的激振源及其传递路径，并且计算出其中哪些是重要的，哪些对噪声问题有贡献，哪些会互相抵消。
激励源-路径-响应：系统级的方法LMS b传递路径分析是基于激励源-路径-响应的系统解决方案。
所有的振动噪声问题都是始于一个激励源，然后通过空气传播或结构传播传递到一个可被人感知的响应位置。
通过分析激励源及传递路径对响应的影响，并可以通过对其中的某几个因素进行调整，来解决振动噪声问题。
传递路径分析的目标是计算从源到响应的各条路径的矢量贡献量，识别出传递路径中各零部件的NVH特性，并通过对其调整来解决特定的问题。
最终，TPA通过合理选择各个零部件的特性以避免振动噪声问题，从而有助于产品优化设计。
完整的解决方案LMS b传递路径分析软件包包含各种分析功能，以帮助试验部门最大程度地节省时间和资源，是市场上最为广泛使用的TPA解决方案。
基于传递路径对车内共振问题分析与试验研究
基于传递路径对车内共振问题分析与试验研究迟玉华; 杨大芝【期刊名称】《《汽车实用技术》》【年(卷),期】2019(000)024【总页数】4页(P55-57,64)【关键词】共振; 模态; 车身; 悬架; 激励【作者】迟玉华; 杨大芝【作者单位】安徽江淮汽车集团股份有限公司安徽合肥 230022【正文语种】中文【中图分类】U463.82随着汽车市场的成熟度越来越高，人们对汽车的舒适性能（如振动和噪声）提出了更高的要求。
因此，汽车的NVH性能成为了各大汽车公司所共同关注的话题。
汽车内部振动和噪声现象是由多个激励经由不同的传递路径，抵达目标位置后叠加而成的。
在进行汽车NVH问题的分析和改进过程中，需要根据激励源和传递路径，快速找到问题的根源，针对问题发生位置及问题原因，进行优化整改，能够大幅提高工作效率。
本文已一款轻型客车为例，基于传递路径进行分析，以试验为基础，在汽车研发过程中对整车NVH问题进行诊断，找到问题原因是车身局部与轮胎发生共振，并提出共振问题优化方案，进行实施。
公司某款客车在进行高环路况试验时，反馈在车速110kph左右时，车厢中部侧围振动明显，车内乘客法接受，为了解决此问题，将样车做了问题初步排查排查。
在侧围C柱上粘贴9个振动传感器进行测试，具体布置位置如图2所示，车速表显示车速110KPH（实际车速约为106KPH）时侧围振动，侧围振动频率为13.87Hz，7点Y向振动最大，达到0.42g，3点Y向振动次之，为0.3g。
进一步通过90-120KPH加速扫频测试分析，14.38Hz为振动最大的频率点。
测试90-120km/h加速，车轮激励从11.74Hz升高到15.65Hz，分析3点和7点Y向振动，从数据看，14.38Hz为振动最大的频率，从形态特征看，问题为共振引起的振动问题。
侧围抖动主要是因共振产生，系统物体的固有频率相接近时，系统振动会因叠加而显著加强，产生震动和噪声。
该问题初步分析主要是整车部件产生共振，整车振动传递路径如下：初步问题排查：因激励源较多，为了快速找出要因，制定了几个排除方案。
传递路径分析方法
传递路径分析方法
传递路径分析用于评估激励与目标位置之间结构传播和空气传播不同路径的贡献。
假设系统是线性时不变的,每条路径的贡献量可以由该路径的激励载荷和频响函数的乘积计算获得，目标点的响应水平可以通过各条路径的贡献量叠加得到，某条路径对于目标点的影响程度便可以采用贡献量形式表达出来，这就是传递路径分析最核心的理论，目前各种传递路径分析的方法都是基于这个理论。
P为目标点噪声响应总和，Hi和Hk分别为非耦合的声振传递函数及声声传递函数，fi 为振动源作用到机械系统的结构载荷，Qk为声源作用到机械系统的声学载荷。
经典TPA方法是一种研究振动噪声十分有效的方法，在进行经典TPA分析时，需要进行传递函数测试、工作载荷的识别，最后进行响应点的贡献量分析。
其中，传递函数测试需要拆除激励源，工作量非常繁琐且测试时间较长，一般在项目后期快速诊断NVH问题时，经典TPA分析方法可实施度并不高。
为了提高工作效率，常采用工况下传递路径分析方法（OTPA）快速诊断与识别相关的NVH问题。
相对传递路径分析方法及其在轿车车身振动 分析中的应用
相对传递路径分析方法及其在轿车车身振动分析中的应用传递路径分析方法是一种用于分析振动传递路径的技术。
该方法以系统的振动响应为基础，利用数学模型和实验手段分析振动在结构中的传递路径，确定结构振动的主要传递途径和影响因素，从而制定有效的抑振措施。
在轿车车身振动分析中，传递路径分析方法可以用于确定振动传递及能量转换的主要途径，并找出影响车身振动的主要因素。
该方法可以通过一系列实验手段获取振动数据，建立相应的数学模型，然后利用模型进行传递路径分析，确定各个部件在振动传递中扮演的角色及其对振动的影响。
具体而言，该方法可分为以下几个步骤：1.制定实验方案：根据实际情况制定实验方案，包括实验对象、实验仪器、实验环境等。
2.获取振动数据：在实验中采集车身振动数据，包括加速度、速度等。
3.建立数学模型：根据采集到的振动数据，建立相应的数学模型，以便进行传递路径分析。
4.传递路径分析：利用建立的数学模型，进行传递路径分析，找出振动传递的主要途径和影响因素。
5.制定抑振措施：根据传递路径分析结果，制定相应的抑振措施，以减少车身振动。
传递路径分析方法在轿车车身振动分析中的应用具体表现为：1.确定振动传递途径：通过传递路径分析，确定车身振动的主要传递途径和影响因素，以便在设计和改进轿车结构时进行优化。
2.指导抑振措施：根据传递路径分析的结果，制定相应的抑振措施，如增加隔音材料、加强结构刚度等，以减少车身振动对车内空间和乘坐舒适度的影响。
总之，传递路径分析方法是一种有益的技术手段，在轿车车身振动分析中具有重要的应用价值。
它可以帮助设计和改进车身结构，提高车辆的乘坐舒适度和安全性。
同时，也可以指导抑振措施的制定和实施，为车辆的性能提升和市场竞争力提高奠定基础。
除了在车身振动分析中的应用，传递路径分析方法还可以在其他领域中得到应用，例如建筑结构、航空航天、轨道交通等。
在建筑结构设计中，传递路径分析可以用于分析建筑结构的振动传递路径和影响因素，制定相应的减振措施，提高建筑物的抗震性能和抑振能力。
传递路径分析方法在车内轰鸣声问题中的应用
传递路径分析方法在车内轰鸣声问题中的应用程栏;兰靛靛;黄玉辉【摘要】针对某微型客车发动机转速为2800 r/min时产生的轰鸣声问题,建立动力总成传递路径分析模型,运用阶次分析、传递路径贡献量分析等方法分析识别出后悬置激励力较大是轰鸣声的主要贡献源,并在此基础上结合模态分析确定发动机的二阶激励与后悬置支架在93 Hz发生共振.通过对支架的结构优化后实车验证表明:优化后驾驶座噪声下降了27 dB(A),主观感受无明显轰鸣声,达到了降低噪声的效果.利用传递路径分析方法可以准确、快速地解决客车轰鸣声问题,具有实际工程参考价值.【期刊名称】《厦门理工学院学报》【年(卷),期】2018(026)001【总页数】5页(P14-18)【关键词】车内噪声;轰鸣声;传递路径分析;模态分析【作者】程栏;兰靛靛;黄玉辉【作者单位】厦门理工学院机械与汽车工程学院, 福建厦门361024;厦门理工学院车辆工程国家级实验教学示范中心, 福建厦门361024;厦门理工学院机械与汽车工程学院, 福建厦门361024;厦门理工学院车辆工程国家级实验教学示范中心, 福建厦门361024;厦门理工学院机械与汽车工程学院, 福建厦门361024;厦门理工学院车辆工程国家级实验教学示范中心, 福建厦门361024【正文语种】中文【中图分类】U467轰鸣声属于低频噪声，频率通常在25～200 Hz，主要由于外界激励引起的钣金振动与车内声腔模态耦合，使得车内产生很高的压力脉动，严重影响乘员的舒适性。
因此，准确识别轰鸣声的贡献源和传递路径对减小车内噪声，提升声品质具有重要意义。
传递路径分析(transfer path analysis，TPA)是汽车NVH研究的重要方法，其中传统TPA是最基础的传递路径分析方法，分析精度较高，常作为其他传递路径分析方法的标杆[1]。
龙岩等[2]主要研究了汽车动力总成激励源对车内噪声的贡献，利用单参考TPA方法进行车内噪声识别。
基于传递路径分析的怠速工况下转向盘振动路径识别及改进
因 激 励 力 大 和 灵 敏 度 高 引 起 的 贡献 量 大 ， 致 转 向 盘 振 动 。经 改进 后悬 置横 梁 ， 向盘 垂 向 振 动 明显 减 小 ． 得 了 良 导 转 取
好 的 减 振 效 果
主题 词 ： 向盘 转
振动
传 递 路径 分析
贡 献量 分析
中 图分类 号 ：４ ３４ 文 献标 识码 ： 文章 编号 ：００ ３０ （０ １０ — ０５ ０ Ｕ ６． ６ Ａ １０ — ７ ３２ １ ）４ ０ １— ３
驾驶 员带 来较 大影 响 为 了解 决此 问题 ．采 用传 递
路 径 分 析 （ ｒｎｆｒＰ ｔ ｎ ｌｓ ．Ｐ 方 法 对 转 向 Ｔａ ｓ ａｈＡ ａ ｉ Ｔ Ａ） ｅ ｙｓ
２ 传 递 路 径 分 析基 本 原 理
在 研 究 汽 车 振 动 与 噪 声 问题 时 ．可将 整 车 用
盘垂 向振 动进 行分 析 ．建立 描 述某 车实 际怠 速工 况 结构 振动 的传 递路 径分 析模 型 ，并 对分 析模 型各 路
径贡 献进 行 了合成 ，验证该 模 型 的可靠 性 。基 于验
“ 源一 路径 一 接受 体 ” 表示 ． 过 计 算 每个 源 通 过 来 通
各 条路 径施 加 到接受 体 上的 响应 ，将这 些 响应叠 加
ｓ ｎ ｉ ｖｔ ｆ ｅ ｒｅ ｇｎ ｕ ｔ Ａｆ ｒ ｔ ｅ ｂ ａ ｏ ｎ ｉ ｅ ｒ ａ ｕ ｔｉ ｍｏ ｉ ｅ ， ｖ ｒ ｃ ｌ ｉ ｒ ｔ ｎ ｏ ｔｅ ｎ ｈ ｅ ｓ ｅ ｓｔ ｉ ｏ ａ ｎ ｉ ｅ ｍｏ ｎ ． ｔ ｅ ｍ ｆｅ ｇｎ ｅ ｒｍｏ ｎ ｓ ｉ ｙ ｒ ｅ ｈ ｄｆ ｄ ｉ ｅ ｔ ａ ｂ ａ ｉ ｆｓｅ ｒ ｇ ｗ ｅ ｌｉ ｉ ｖ ｏ ｉ ｒ ｄ ｃ ｄ ａ ｐ ｒ ｎ ｌ ， ｎ ｅｔ ｒｄ ｍｐ ｎ ｆ ｃ ｓａ ｑ ｉｅ ． ｅ ｕ ｅ ｐ ａ ｅ ｔ ａ ｄ ｂ ｔ ａ ｉ ｇ ｅｆ ｔ ｃ ｕｒ ｄ ｙ ｅ ｅ ｉ
应用传递路径分析方法对方向盘抖动贡献量的研究
第 ３ 期
西 安 交 通 大 学 学 报
Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＸＩ ’ ＡＮ Ｊ Ｉ ＡＯＴＯＮＧ ＵＮＩ ＶＥＲＳ Ｉ ＴＹ
Ｖｏ１ ． ４ ７ ＮＯ ． ３
Ｍａ ｒ ．２ ０１ ３
２ ０ １ ３年 ３月
ＤＯＩ ：１ ０ ． ７ ６ ５ ２ ／ ｘ ｊ ｔ ｕ ｘ ｂ ２ ０ １ ３ ０ ３ ０ ２ ４
１ ８ Ｈｚ ， 不仅 解 决 了样 车存 在 的怠速 时方 向盘抖 动 的 问题 ， 而且 表 明 了用 于车 内振 动 分析 的 传递 路
径 方法的 正确性 和有 效性 。 关键 词 ：传递路 径 分析 ； 方 向盘 ； 贡 献量 ； 悬 置
中图分类 号 ：Ｕ４ ６ １ ． ４ 文献标 志码 ：Ａ 文章编 号 ：０ ２ ５ ３ － ９ ８ ７ Ｘ（ ２ Ｏ １ ３ ） ０ ３ — ０ １ ３ ２ — ０ ５ Ｖｅ ｈｉ ｃ ｌ ｅ Ｓ ｔ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎｇ Ｗ ｈ ｅ ｅ ｌ Ｗ ｏ ｂ ｂ ｌ ｉ ｎｇ Ｃｏ ｎｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｉ ｎｖ ｅ ｓ ｔ ｉ ｇ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｂ ｙ Ｔｒ ａ ｎ ｓ ｆ ｅ ｒ Ｐａ ｔ ｈ Ａｎａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ
ＨＯＵ Ｓ ｕ ｏ ｊ ｕ ｎ ～， Ｓ ＨＩ Ｗｅ ｎ ｋ ｕ ，ＭＡＯ Ｙａ ｎ ｇ
（ １ ．Ｓ ｔ ａ ｔ ｅ Ｋｅ ｙ Ｌａ ｂ ｏ ｒ ａ ｔ ｏ ｒ ｙ ｏ ｆ Ａｕ ｔ ｏ ｍｏ ｔ ｉ ｖ ｅ Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ Ｃｏ ｎ ｔ ｒ ｏ ｌ ，Ｊ ｉ ｌ ｉ ｎ Ｕｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ，Ｃｈ ａ ｎ ｇ ｃ ｈ ｕ ｎ １ ３ ０ ０ ２ ２，Ｃｈ ｉ ｎａ
摘 要 ：针 对 某 国产 样车存 在 的怠速 时方 向盘抖 动 的 问题 ， 采 用 传递 路 径 分析 方 法 寻找 定位 方向 盘
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。
工况传递路径分析技术在某叉车振动分析中的应用
工况传递路径分析技术在某叉车振动分析中的应用作者：暂无来源：《智能制造》 2014年第8期传统的传递路径分析（TPA）方法已成为当前解决NVH问题的主要手段之一，但是受试验的复杂性、耗时长等缺点限制，其工程应用一直很难被推广，因此需要开发另一种简单、快速且有效的方法，其中工况传递路径分析（OPA）在NVH领域很受重视。
OPA的整个分析过程只需测量路径参考点（一般为悬置被动端）和目标响应点的运行工况试验数据，而不需要花大量时间测试传递函数，路径参考点和目标响应点之间的传导函数矩阵则可以从不同测试工况下（通常是匀加速或匀减速工况）的运行工况试验数据中估计得到，此方法简易、高效。
本文主要通过OPA方法研究某叉车悬浮式护顶架结构的振动传递路径，为后续的叉车振动分析提供了一些有价值的指导意见，同时也验证了OPA方法实用有效。
撰文 / 安徽合力股份有限公司陈先成高静轩李戈操王彦博一、概述复杂的振动噪声现象一般是多个激励源通过不同的传递路径抵达目标后矢量叠加形成的，为了从多源和多路径的综合角度，分析、诊断和优化目标的振动噪声响应值，人们基于“源—路径—接受者”模型的传递路径分析方法展开了深入的研究，并取得很大进展，传动路径分析分为时域TPA和频域TPA，通常我们研究和应用的是频域TPA，目前已经发展出多种频域TPA方法，包括传统TPA、OPAX、快速TPA、多级TPA、混合TPA和OPA等方法，每种方法都有各自的应用范围和优缺点，本文着重讨论OPA方法，其较之传统TPA方法来说，更加简便、快捷，只需要采集运行工况数据，不需要进行传递函数测试，因此极大地减少了测试与分析时间，同时也不需要力锤等试验设备，进而也降低了试验投入成本，不过在遗漏某些路径、路径交叉耦合严重等情况下，OPA方法就会存在相当大的分析误差。
文中研究的叉车悬浮式护顶架结构包括叉车方向盘、前板和护顶架总成，总成通过四个橡胶减振垫装配到叉车车架上，从而实现把车架与悬浮式护顶架隔离起来达到隔振目的，假设每个减振垫有3个方向（上下、左右和前后）均构成振动传递路径，那么总共有12条路径可以传递振动到目标响应点，这里通过OPA方法可以分析出主要的传递路径，以及每条传递路径在不同工况下的贡献量，为后续选配悬置、修改悬浮式护顶架结构提出指导意见。
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０ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０ ９０ 频率 ／Ｈｚ
图 ３ 发动机怠速总倾覆力矩
2 方向盘振动仿真分析及优化
在试验领域，运用传统 ＴＰＡ 方法进行噪声振动的 控制与研究时，需要拆卸发动机等主动系统，过程较为 繁琐复杂且载荷的识别和获取较为困难，是制约传统 ＴＰＡ 法在试验上应用的主要因素。然而在仿真领域，应 用 ＨｙｐｅｒＷｏｒｋｓ 最新开发的 ＮＶＨＤ 模块进行振动噪声分
客车技术与研究
２０１６ 年 ２ 月
生方向盘的一个响应分量。以加速度 a 作为系统响应，
那么，该加速度分量可以表示为
ank=Hn（k ω）·Fn（k ω）
（１）
式中：ank 是加速度分量；Hn（k ω）是传递函数；Fn（k ω）是激
励力频谱。
转向系统受发动机激励产生的加速度响应 a 可表
示为
Σ Σ a＝
图 ５ 整车有限元模型
为验证仿真计算结果的正确性，对方向盘振动进行 了测试。测试结果与仿真计算结果的对比见图 ７ 和表 １，都取转向系统管柱中心的加速度进行比较。
图 ６ 方向盘振动加速度
０．７ ０．６ ０．５ ０．４ ０．３ ０．２ ０．１
０ ０
图７
１０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ 频率 ／Ｈｚ
管柱中心振动加速度
a ＝ N，３
n＝１，k＝１ nk
Nn＝，３１，k＝１Hn（k ω）·Fn（k ω）
（２）
１．２ 发动机激励分析
怠速工况下，整车振动的主要激励表现为曲柄连杆
机构旋转运动产生的往复惯性力和惯性力矩，以及由往 复惯性力和气体爆炸压力产生的倾覆力矩［７－８］。研究表明 ［９－１２］ ，对于直列四缸柴油发动机，二次和四次的往复惯
利用 ＮＶＨＤ 进行 Ａｕｔｏ ＴＰＡ 分析时，要先创建 Ｃｏｎ－ ｔｒｏｌ Ｖｏｌｕｍｅ，基于 Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｖｏｌｕｍｅ 创建的 ＰＦＰＡＴＨ 可以自 动地创建传递路径，然后计算机可以直接计算路径上的 载荷、传递函数以及接附点的导纳。怠速工况 ＴＰＡ 分析 的 Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｖｏｌｕｍｅ 如图 ８ 所示，发动机激励经发动机悬 置、排气吊挂及传动轴等共 １８ 条路径传递至车身。
性力 Fz、二次和四次的惯性力矩 My、二次和四次往复惯
性力及气体爆发压力产生的倾覆力矩 Mx 是发动机怠速 时的主要激励源。
１）往复惯性力的计算。根据动力学公式，二次及四
次往复惯性激励力 Fz 表达式：
Fz=-４mjrω（２ A２cos２ωt-A４cos４ωt）
（３）
式中：A２＝λ＋１／４ λ３＋１５／１２８ λ５，A４＝１／４ λ３＋３／１６ λ５；A２、A４ 分
测试
测试与仿真对比
表 １ 试验测试与仿真分析结果对比
测试 （／ ｍ／ｓ２） 仿真 （／ ｍ／ｓ２）
误差 ／％
Ｘ
０．５１
０．６１
１９．６
Ｙ
０．１９
０．２２
１５．８
Ｚ
０．３８
０．４３
１３．２
从表 １ 可以看出，仿真与测试的加速度峰值误差较
大。主要是由于 ＣＡＥ 的局限性，某些材料性能、部分系
统模型及计算工况都难以准确模拟，从而导致仿真分析
路径的选择没有遗漏。
４００ ３００ ２００ １００
０ １００
１００
合成值
１０
计算值
１
０．１
０．０１
０．００１ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０
摘 要：基于 HyperWorks 的 NVHD 模块，建立客车整车的 NVH 分析模型，通过动力学方法计算发动机怠
速激励，通过整车有限元模型进行方向盘振动的频率响应分析。 应⒚传递路径分析法，识别影响方向盘振
动的关键传递路径， 为制定合理有效的减振方案提供指导方向。 优化后方向盘的振动加速度峰值由 0.61
１ 方向盘振动传递路径及发动机激励分析
１．１ 方向盘振动传递路径分析 汽车振动噪声的各种诊断分析方法中，传递路径
分析（ＴＰＡ，Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ｐａｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ）是一种可将试验测试 数据与仿真分析相结合地分析车内噪声振动的有效方 法［１－２］。应用 ＴＰＡ 技术可以得到被测系统的详细信息，在 国外汽车工业中已成为一个标准的噪声振动问题的诊 断分析方法。它能够识别出噪声振动传递的主要路径 和次要路径，因此，对汽车 ＮＶＨ 问题的改善更具有针 对性。
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ： ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐａｔｈ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｗｈｅｅｌ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ；ｉｄｌｅ ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎ
鉴于某型客车在开发过程中，由发动机怠速引起的 方向盘振动较为剧烈的问题，严重影响了客户对该车的 评价，本文提出传递路径分析法在解决该类问题中的应 用。为模拟实际工况，首先根据发动机动力学计算发动 机怠速激励，然后进行频率响应分析，最后应用传递路 径分析法对方向盘的振动问题进行诊断分析，从而确定 具体原因，进行有针对性的改进。
主观评价［１３］认为，方向盘的怠速振动偏大，不满足 要求。从测试结果可以看出，方向盘 Ｘ 向的振动加速度 峰值 ０．５１ ｍ／ｓ２ 大于预先设定的目标值（０．４ ｍ／ｓ２），需对 Ｘ 向的加速度响应进行优化。从 ＴＰＡ 理论可知，进行 ＴＰＡ 分析时可以从原点动刚度、振动传递函数及悬置动刚度 等多个因素对振动的影响进行系统分析。
第１期 第１期
客车技术与研究 ＢＵＳ ＆ ＣＯＡＣＨ ＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ ＡＮＤ ＲＥＳＥＡＲＣＨ
DOI:10.15917/ki.1006-3331.2016.01.014
Ｎｏ．１ ２０１６
４３
传递路径分析法在方向盘振动分析中的应用
叶松奎
（厦门金龙联合汽车工业有限公司，福建 厦门 ３６１０２３）
ｓｉｓ （ＴＰＡ） ｉｓ ｕｔｉｌｉｚｅｄ ｔｏ ｉｄｅｎｔｉｆｙ ｔｈｅ ｋｅｙ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐａｔｈｏｆ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｗｈｅｅｌ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ． Ａｆｔｅｒ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ， ｔｈｅ ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ
ｐｅａｋ ｏｆ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｗｈｅｅｌ ｉｓ ｒｅｄｕｃｅｄ ｆｒｏｍ ０．６１ ｍ／ｓ２ ｔｏ ０．３８ｍ／ｓ２． Ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔ ｉｓ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔ．
传递路径分析的核心思想是将机械振动系统简化 成“激励源—— —路径— ——响应点”［３］的分析模型，从而研 究系统的传递特性。通过改变激励源、传递路径或者响 应点三者中的一个或某几个因素都可以达到改善振动 问题的目的。
为有效降低振动，对各传递路径进行预测和分析， 通常采用矢量叠加的方法［４－５］。因此，传递路径分析法也 称为矢量叠加法。传递路径分析的目的是计算从激励源 到响应点的每条传递路径的矢量贡献。不同贡献的矢量 叠加，由于相位不同，有相互加强的，也有相互削弱的， 最终的响应是矢量相干叠加的结果。传递路径分析的意 义在于寻找关键传递路径，识别路径上主要零部件的作 用，并通过改变它们的性能参数来解决特定的噪声振动 问题。
第１期
叶松奎：传递路径分析法在方向盘振动分析中的应用
４５
加速度 ／（ｍ／ｓ２） 加速度 ／（ｍｍ／ｓ２）
析时，采用 Ａｕｔｏ ＴＰＡ 法［６］，过程简单明了，是进行振动噪
声问题诊断与控制的一种有效方法。
２．１ 仿真计算及验证
１．２ 节中计算出的发动机激励经 ４ 个悬置、传动轴
及排气系统吊挂传递至车身，由车身传递至转向系统安
与试验测试结果存在较大误差，甚至很难直接进行对
标。因此，仿真分析与试验测试的误差控制在 ２０％以内
是可以接受的。 测试结果显示，Ｙ 向加速度在 １ 阶存在峰值，这是
因为发动机工作时，存在不均匀燃烧，使得点火相位相 差 ３６０°的两个缸与其余两缸之间存在微小的力矩差所 造成的。但是由于很难获取发动机实际工作时每个汽缸 的 p-φ 图，即难以获得每个汽缸燃烧时产生的准确激 励，因此，仿真分析很难考虑这种因燃烧不均匀产生的 激励对噪声振动的影响。 ２．２ 基于 ＮＶＨＤ 的 ＴＰＡ 分析
座椅
方向盘 前悬架
车身 排气系统 发动机
后悬架
图 ８ 传递路径示意图（Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｖｏｌｕｍｅ）
２．３ ＴＰＡ 分析后处理
怠速不开空调时，方向盘管柱中心的 Ｘ 向加速度频
谱如图 ９ 所示。从图中可以看出，合成加速度（传递路径
矢量叠加方法计算所得）与直接计算所得加速度的相频
特性曲线及幅频特性曲线都吻合得较好，说明振动传递
别为二次、四次往复惯性激励力关于曲柄连杆比的系
数；mj 为活塞组质量，包括活塞、活塞环、活塞销以及由 双质量系统代换得到的连杆小头的质量；r 为曲柄半径；
ω 为曲柄角速度；λ 为曲柄连杆比。
２）惯性力矩的计算。
My=F·z ey
（４）
式中：Fz 为往复惯性力；ey 为发动机质心与第 ２、３ 缸中
间位置的水平距离。
m/s2 减小至 0.38 m/s2，效果显著。
关键词：传递路径分析；方向盘；振动；怠速激励
中图分类号：Ｕ４６３．４６
文献标志码：Ｂ
文章编号：１００６－３３３１（２０１６）０１－００４３－０４
Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ ｏｆ Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ｐａｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ Ｍｅｔｈｏｄ ｔｏ Ｓｔｅｅｒｉｎｇ Ｗｈｅｅｌ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ Ａｎａｌｙｓｉｓ
０ ０ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０ ９０
频率 ／Ｈｚ
相位谱频 ４
２
０
－２
－４ ０ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０ ９０ 频率 ／Ｈｚ
图 ２ 发动机怠速惯性力矩
总倾覆力矩 Mx ／Ｎ·ｍ
相位
幅值频谱 ３００
２００
１００
００ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０ ９０ 频率 ／Ｈｚ 相位谱频