1、公 路 与 汽 运 第2期 2023 年 3 月 汽车 NVH 传递路径分析法探讨x 戴英彪, 李岳林, 袁 凯 410004) ( 长沙理工大学 汽车与机械工程学院, 湖南 长沙 摘 要: 对汽车车内噪声的成因进行了阐述, 分析了传 递路径分 析法中激 励力和传 递函数 的 获取方法以及 系统与子结构的传递关系; 通 过各噪声 的合成 分析, 确定 了传递 途径上对 车内噪 声 起主 导作用的环节, 以指导工程分析和设计。 关键词: 汽车; 噪声; 传递路径; 鼓励力; 传递函数 中图分类号: U 462. 3 文 献标志码: A 文章编号: 1671- 2668( 2023) 02- 00
2、04- 04 随着现代社会的开展, 人们对汽车的高速化、 轻 量化及行驶舒适性提出了更高的要求, 对车内噪声 问题更加关注。汽车噪声、 振动及因其而引发的车 辆乘坐舒适 性( Noise, V ibrat ion & H ar shness, 简 称 NVH ) 是衡量汽车产品质量的一个综合性问题, 也是用户敏感度最高的性能指标, 越来越影响产品 的美誉度和市场占有率。因此, 提高汽车噪声控制 水平已成为各汽车制造公司之间新的竞争焦点和技 术开展方向, 实现车内低噪声性能成为产品开发中 的重要任务之一。 在汽车振动噪声分析方法中, 基于试验测试的 方法其数据、 结果直观, 能够反映研究对象的本
3、质特 性, 但在优化控制上存在缺乏; 而基于数值计算的方 法通过计算仿真来模拟振动噪声特性, 便于对结构 进行修改、 预测和优化, 节约本钱, 但常因边界条件 设定缺乏及模型简化处理而不能正确反映结构的实 际特征。传 递路径分 析方法 ( T PA, T ransf er Pat h Analysis) 是一种将试验 数据与仿真计算相结合的 分析汽车噪声的方法, 它通过分析主要噪声的来源 来进行有的放矢的改良设计, 因而对汽车 NVH 问 题更具针对性。 1 汽车噪声声压响应汽车受多种振动噪声源的鼓励, 每种鼓励都可 能通过不同的路径, 经过衰减, 传递到多个响应点。 为有效降低振动噪声, 需
4、对各种传递路径进行预测 和分析, 通常采用矢量叠加法, 所以传递路径分析方 法也称矢量叠加法。 假设一辆汽车受到 m 个鼓励力, 并通过多种交 叉途径传到车身上的多个结构支撑点, 每点的鼓励 力分为 x 、 、 三个方向, 每个鼓励分量都对应着 n y z 个特定的传递路径, 那么这个鼓励力的分量和对应 的某个传递路径就产生一个系统响应分量。假设以车 内噪声声压作为系统的响应, 那么这个声压分量可以 表示为: p mnk = H mnk w F nk w ( 1) 式中: H mnk 为传递函数; F nk 为鼓励力的频谱。 鼓励力如果直接作用在车身上, 那么所对应的传 5 6 7 8 马 庆
5、龙. 汽 车传 动系 参数 优化 及软 件开 发 D . 秦 皇 岛 : 燕山大学, 2023. 宗 成忠. 汽车动力传动系 统控制 最优化模 拟研究 D . 大 连: 大连理工大学, 2023. 徐 正平. 汽车动 力传动 系与使 用工况 的匹 配研究 J . 机 械设计与制造工程, 1995( 5) . Self Chang ing Gear . O ne appr oach to engine tr ansmis sio n matching M . Lo ndon: I nst o f M echanical Eng i 11 9 10 neer s, 1986. GB/ T 1254
6、5- 1990, 汽车燃料消耗量试验方 法 S . G B18352. 3- 2023, 轻型汽车污 染物排 放限值及 测量 方法 S . G B3847- 2023, 车 用压 燃式 发动 机和 压燃 式发 动机 汽车 排气烟度排放限值及测量方法 S . 收稿日期: 2023- 12- 26 x 基金项目: 湖南省自然科学基金资助项目( 06JJ20235) ; 湖南省教育厅重点资助科研项目( 07A004) 总第 137 期 H ighw ay s & A utomotiv e A p p l ications 公 路 与 汽 运 5 递函数就是车身的传递函数; 鼓励力如果直接作用 在 车
7、轴, 那么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。 车内噪声声压受某个鼓励力作用, 传递过来的 所有声压之和可以表示为: N, 3 N, 3 力输入; 对于空气噪声, 那么是声源的体积速度/ 加速 度。下面主要介绍结构力的测量方法及其原理。 2. 1 直接测量法 直接测量法是指在所需分析系统耦合点处附加 力传感器, 实际中常常用事先标定过的弹簧减振器 H mnk w F nk w 来代替力传感器, 耦合鼓励力用测量到的弹簧相对 位移 X nk 来表示: F nk !K X nk ( w ) ( 5) pm = n= 1, k= 1 p mnk = n= 1, k= 1 ( 2
8、) 车内噪声受所有鼓励力的作用, 传递过来的所 有声压之和可以表示为: p = m 式中: K 为事先标定过的弹簧减振器的动态刚度。 直接测量耦合鼓励力的实际操作中会遇到很多 问题: 首先, 力传感器尺寸和安装条件会受到限制; 其次, 要考虑如何保证嵌入的弹簧力传感器不会改 变耦合点的实际工作状态 ( 如预应力) , 还需考虑如 何保证弹簧相对位移的测量精度。 2. 2 间接测量法 间接测量法不需要嵌入力传感器, 这在一定程 度上防止了直接测量法的缺乏, 因而它是工程中常 用的方法。间接测量法主要分为复刚度法和逆矩阵 法二种。 2. 2. 1 复刚度法 工作力按下式求得: ( 6) F w =
9、 K w Xp w - Xa w 式中: K w 为耦合元件如发动机支撑的复刚度特 性曲线; X p w 和 X a w 分别 为耦合点处主 动方 和被动方工作状态下的响应谱。 使用复刚度法时需要考虑正确预载荷和环境参 数如温度等的影响。按实际运行时的边界条件进行 x 、 、 三向鼓励, 如果主动方和被动方是刚性连接 y z 或弹性元件的刚度相对于双方的局部刚度较大, 那么 不适合采用该方法, 可采用逆矩阵法。 2. 2. 2 逆矩阵法 如果在车身上选取适当数量的参考自由度并获 得其工作状态下的响应, 那么其工作力向量可按下式 估计: f1 f2 fn = H 11 H 21 H m1 H 1
10、2 H 22 H m2 H 1n H 2n - 1 pm ( 3) 构成汽车车内噪声的因素多而复杂, 总体上主 要包括结构噪声及空气噪声。结构噪声是固体传播 振动通过结构件传播到车身引起车身振动, 再由车 身板壁振动辐射噪声至车内而形成的噪声; 空气传 播噪声那么是各种噪声源所辐射的噪声通过空气, 由 车身的缝隙或孔洞传播到车内而形成的噪声( 如图 1 所示) 。 图1 汽车车内噪声传递路径分析 空气、 固体传播噪声能量的比例因车型结构和 噪声频率的变化有所差异, 故式( 3) 也可表示为: p = p s tructu re + p air ( 4) 传递路径分析中首先需要明确所需分析的鼓励
11、 点, 这根据不同性质的问题而定。例如: 车身问题只 需考虑底盘和车身耦合处的力鼓励; 整车问题需要 考虑车轴处、 发动机悬置减振器处、 空调压缩机悬置 减振处甚至活塞和气缸壁之间的力鼓励。明确所需 分析系统的耦合点后, 由式( 1) 可知, 传递路径分析 需进行传递函数和实际鼓励测量。 x1 x2 xm ( 7) 2 工作鼓励获取汽车在不同工作状态下所受的鼓励力是不一样 H mn 式中: f 为路径上的工作力向量; x 为参考自由 度上的工作响应向量, 参考自由度的测点应在各支 撑附近的车身侧结构上选取; H ij = x i / f j , 为参考 自由度到工作力的传递函数。 为了增加工作
12、力向量估计的可信度, 应使式( 7) 的。假设工作状态给定, 耦合鼓励力可以通过直接 测量得到, 也可以通过间接测量得到。对于结构噪 声, 耦合鼓励力是各耦合点处每个自由度上的工作 6 H ighw ay s & A utomotiv e A p p l ications 公 路 与 汽 运 第2期 2023 年 3 月 中的 m #2n, 一 般 取 m = 2n 即 可; 求 解 时 需 对 H 进行奇异值分解, 这样得到的实际是工作力的 最小二乘估计。 结构与其余结构有关联的那些坐标( 在这些方向上 子结构受到鼓励或输出响应) , 而自鼓励自由度是指 在外部鼓励作用在子结构的方向上, 该
13、子结构与系 统其余结构没有关联的那些鼓励方向。即 H A RR H A RS HA = H A SR H A SS 这样式( 8) 可以展开为: XA XA R 3 传递函数综合 3. 1 传递函数的测量 与鼓励力相对应的 传递函数可以通过实验得 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的方法: 一般通过断开 耦合系统, 在耦合点用锤子或激振器来鼓励力的作 用点, 然后测量车内声压。比方在排气系统挂钩的 地方敲击, 在驾驶员耳朵处布置传声器就可以测量 车内声压与敲击力之间的传递函数。结构噪声的传 递函数( p / F) i 通常要控制在一定的范围内, 对于多 数轿车来说, 目
14、标值一般设定在 55 dB/ N。图 2 为 采用激振器来测量传递函数。为了防止其他噪声的 干扰, 必须在消声室环境内进行测量。 ( 9) = S HA HA RR SR HA HA RS SS FA FA R S ( 10) 同理, 可以写出另一个与系统 A 耦合的系统 B 的矩阵式: XB = 展开为: XB XB S HB FB HB HB SS TS ( 11) HB HB ST TT = T FB FB S T ( 12) 式中: 下标 T 表示系统 B 的自鼓励自由度。 当把系统 A 和系统 B 作为一个新的耦合系统 C 一起考虑时, 耦合系统 C 的传递矩阵可写成如下 形式: X
15、C R S T HC = HC HC FC FC FC RR SR TR R S T HC HC HC RS SS TS HC HC HC RT ST TT 图2 传递函数测量实验原理 XC XC 另一种方法是利用线性系统的互逆性, 在响应 点鼓励, 然后测量耦合点的响应。如各噪声源通过 空气传播到车内各测点的传递函数与车内各测点传 播到各噪声源的传递函数是相同的, 同时, 通过声源 间的隔声处理, 可近似认为在测试中各声源之间相 互独立, 可得到各声源向车内传播噪声的传递函数, 进而得各声源对于车内噪声的奉献度。 3. 2 系统与子结构的传递关系 处理弹性结构受力产生的速度响应常常用到导 纳
16、的概念。导纳的定义 是振动速度和 鼓励力的比 值, 是机械阻抗的倒数。假设系统 A 的振动速度响 应向量 X A 与 F A 为外部输入鼓励向量和导纳传 递函数( 或称频率响应函数矩 阵) H A , 那么这个子 结构可表达为: XA = HA FA ( 8) ( 13) 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 的传递矩 阵与系 统 A 和 B 的传递矩阵的关系: HC HC HC RR SR TR HC HC HC RR SR RS SS TS HC HC HC RS SS RT ST TT = 0 0 TT HA HA 0 HA HA HA HA 0 HB HA SS RS SS TS RS SS TS T + HB SS - 1 考虑到系统 A 与其他系统耦合, 可将感兴趣的 坐标划分为两局部: 一局部为自鼓励坐标或自鼓励 自由度, 用下标 R 表示; 另一局部称为耦合坐标或 耦合自由度, 以下标 S 表示。耦合自由度是指该子 - HB HA HA
