传递路径分析法

传递路径分析法

对复杂的汽车系统来说，如何找到一种既能较好地表征整车振动噪声特性，而其实现起来又较为简明、迅速的方法，一直是汽车NVH 研究人员孜孜以求的目标。近年来，基于频率响应函数（FRF ）的车内噪声传递路径分析方法成为各大汽车公司和汽车研发中心的主要研究方向之一，这种方法从子结构传递函数的角度出发，在频域上描述了系统的振动噪声特性，为汽车噪声预测、振动噪声快速诊断等工作提供了一种快捷、精准的有利工具。此方法建立的模型中，一般把整个系统划分为几个较为独立的子结构，每个子结构都以频响函数来表征其结构特性，各子结构之间通过各种弹性元件相联结来传递信息。图2.1即为一个由动力总成和车身组成的简单汽车模型，在这模型里，汽车被划分成两个子结构，一个是车身子结构（以子结构A 表示），另一个是动力总成子结构（以子结构B 表示），二者之间通过动力总成悬置相联结。在研究过程中，可将此系统进一步理论化，把各子结构简化成一个个结构块，把联结子结构的各弹性元件（如动力总成悬置）简化成各个标量弹簧。这样，系统就以“结构块－弹簧”的形式表征出来，本章的主要工作即是研究这种“结构块－弹簧”与系统之间的关系，推导相关函数，建立基于频率响应函数的车内噪声传递路径分析方法[15][27～40]。

2.1、系统响应

假设一辆汽车受m 个激励力作用，每一个激励力都有x,y,z 三个方向分量（下面分别用k=1,2,3表示），每一个激励理分量都对应n 个特定的传递路径，那么这个激励理分量和对应的某个传递路径就产生一个系统的响应分量。以车内噪声声压作为系统响应，这个声压分量可以表示为：

()()m nk m nk nk p H F ωω=∙

其中，m nk H 是传递函数，nk F 是激励力的频谱。

车内噪声声压受某个激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为：

,3

,3

1,1

1,1

()()N N m m nk m nk nk n k n k p p H F ωω=====

=

∙∑

∑

车内噪声受所用激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为：

m m

p p =∑ 在式（2.1）中，激励力如果直接作用在车身，所对应的传递函数就是车身传递函数；激励力如果直接作用在车轴，所对应的传递函数就是从车轴到车身，再到车内声场的传递函数。传递路径分析中首先需要明确所需分析的激励点，这根据不同性质的问题而定。例如，车身问题只需考虑底盘与车身耦合处的力激励；整车问题就需考虑车轴处、发动机悬置减振器处、空气压缩机悬置鉴真处、甚至活塞和汽缸缸壁之间的力激励。明确所需分析系统的耦合点后，下步就需要估计各种耦合激励力和各种传递函数，工作量常常很大。本文只考虑了动力总成与车

身耦合的激励，发动机激励通过悬置系统减振后，传递到车身所引起的车内噪声。

2.2、传递函数综合

与激励力相对应的传递函数可以通过实验测量得到，也可以通过数值或解析计算得到。实验直接测量传递函数一般要断开耦合系统，在耦合系统点用激振器激励，测量系统响应。另外一种测量方法是利用线形系统的互逆性，在响应点激励，然后测量耦合点的响应。例如，利用互逆性测量车身-力传递函数时，可以在人耳处放置空间无指向声源作体积速度激励，然后测量车身和底盘耦合点的速度响应。

前面指出整车传递函数一般包括了车身传递函数，悬架系统的传递函数或发动机悬置系统的传递函数。每次都测量这些传递函数，既效率低下又受时间和测试对象的限制。于是，一种间接估计传递函数方法应运而生。这种方法把事先得到的一系列非耦合子结构传递函数综合起来。事先得到的一系列非耦合子系统的传递函数可以来自实验，也可以来自数值解析计算。这种灵活性是传递路径分析的主要优点之一。

处理弹性结构受力后速度响应常常用到导纳的概念。导纳的定义是振动速度和激励力的比值，是机械阻抗的倒数。如果振动速度的拾取点和激励点重合，比值就称‘激励点’导纳。如果振动速度的拾取点远离激励点，比值就称为‘异点’导纳。

图————为A 耦合力分析示意图，假设系统A 的振动速度响应为VA 与导纳传递函数HA 和激励力FA 可以通过矩阵表示为：

}]{[}{A A A F H V =

考虑到系统A 与其他系统偶合，为分析方便我们把系统A 的传递函数矩阵进行划分：一部分是系统A ‘直接激励-响应’自由度，用R 表示，另一部分是‘偶合激励-响应’自由度，用S 表示。

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=SS A SR

A RS A RR A A H H H H H ][][][][][ 这样，是可以展开为：

⎭

⎬⎫

⎩⎨⎧⋅⎥⎦⎤⎢⎣⎡=⎭⎬⎫⎩⎨⎧S A R A SS

A SR A RS A RR A S A R A F F H H H H V V }{}{][][][][}{}{ 同理，可以写出另一个与系统A 耦合的系统

B 的矩阵式：

}]{[}{B B B F H V =

或

⎭

⎬⎫

⎩⎨⎧⋅⎥⎦⎤⎢⎣⎡=⎭⎬⎫⎩⎨⎧T B S B TT

B TS B ST

B SS B T B S B F F H H H H V V }{}{][][][][}{}{ 其中，系统B 传递函数矩阵同理划分成耦合激励-响应自由度，用S 表示；

直接激励-响应自由度用T 表示。

当把系统A 和B 作为一个新的耦合系统C 一起考虑时，耦合系统C 的矩阵式可以写成如下形式： }]{[}{C C C F H V =

或 ⎪⎭

⎪⎬⎫⎪⎩⎪

⎨⎧⋅⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎣⎡=⎪⎭⎪⎬⎫⎪⎩⎪⎨⎧T C S C R C TT C TS C TR C ST C SS C SR C RT C RS C RR C T C S C R C F F F H H H H H H H H H V V V

}{}{}{][][][][][][][][][}{}{}{

对于刚性耦合系统，利用耦合点速度连续性和力平衡条件可以推出耦合系统C 的传递函数矩阵与系统A 和B 的传递函数矩阵的关系如下：

[]T

TS B SS

A RS A SS

B SS A TS B SS A RS A TT

B SS

A SR A RS A RR

A TT C TS C TR C ST C SS C SR C RT

C RS C RR C H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H ⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪

⎨⎧-+⎪⎭⎪

⎬⎫

⎪⎩

⎪

⎨⎧--⎥⎥⎥⎦

⎤⎢

⎢⎢

⎣⎡=⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢

⎣⎡-]

[][][][][]

[][][][000][][0][][][][][][][][][][][1

对于柔性耦合系统，耦合点速度连续性不再连续，但是相对偎依乘以偶合刚度S K 等于耦合力。这个边界条件加上平衡力条件可以推出系统C 传递函数矩阵

与系统A 一侧的表达式：

[]

T

TS B SS A RS A s SS B SS A TS B SS A RS A TT

B SS

A SR A RS A RR

A TT C TS C TR C ST C SS C SR C RT C RS C RR C H H H K j H H H H H H H H H H H H H H H H H H H ⎪⎭⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪

⎨⎧-++⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪

⎨⎧--⎥⎥⎥⎦

⎤⎢

⎢⎢

⎣⎡=⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢

⎣⎡--]

[][][][][][]

[][][][0

00][][0][][][][][][][][][][][11ω

其中，][S K 是柔性耦合刚度矩阵。对应于x,y,z 方向的位移，][S K 可以表示为：

⎥

⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢

⎢

⎣⎡=⨯⨯333

31][0

0000

00

00][][S S K K K 这里，假设各个柔性耦合子系统（如发动机的多点悬置减振器）相互之间不存在耦合，而且每个对角线上的非零子矩阵为：

⎥⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎢⎣⎡=Z ZY

ZX

YZ Y YX

XZ XY X K K K K K K K K K K ][ 在通常情况下，][S K 矩阵由减振器实验台测量得到。特殊情况下，上面非零子局阵的非对角线元素（同一减振器不同方向上的耦合刚度）等于零，][S K 则成

为完全对角矩阵。