传递路径分析的基本原理及模型

传递路径分析的基本原理及模型

1lms/tpa公车的传递路径分析在汽车的设计和开发中，汽车噪声和振动是评估车辆性能的重要指标之一。车内噪声和振动是由多个激励通过不同的传递路径抵达目标位置后叠加而成的。虽然目前汽车内部噪声和振动已经取得了有效控制,但为了更好地优化整车的NVH性能,往往需要研究各个激励和传递路径的情况,针对其各自贡献量的大小更有效地采取处理措施。传递路径分析(TPA)方法即是一个行之有效的方法。通过TPA可以找出对车内噪声起主导作用的路径,通过控制和改进这些路径以使车内噪声控制在预定的目标值内。LMS/TPA模块为进行TPA提供了软件支持,从而能更快更准确地获得各个路径的贡献量。本文的目的在于阐述TPA的基本原理,建立TPA的模型,并借助LMS/TPA模块进行实际操作,从而将TPA方法应用到汽车车内噪声贡献量的研究中。2车内目标点的噪声声压假设所研究的系统是线性不变的,则车内的噪声声压或振动水平等于各激励源以工作载荷激励时沿不同路径传播到车内的能量的叠加,如图1所示。TPA的目的就是研究能量在各个路径上的传播情况。对于车内噪声来说,总体上可以将其分为结构振动噪声和空气传播噪声两大类。对于结构振动噪声来讲,激励源和目标点分属于两个不同的系统,将激励源一侧的结构称为主动方,目标点一侧的结构称为受动方,而两者在分界处一般是通过某种耦合元件连接起来的。对于车内目标点的结构噪声,受动方在耦合点处的每一个自由度到目标点均形成一条传递路径。通常只考虑X、Y、Z3个平动自由度而忽略3个旋转自由度。如果已知某一路径上的频响函数和工作载荷,则车内某目标位置的结构噪声声压可以表示为各个路径上产生的分贡献量的线性相加:式中,PSB为车内某目标点结构振动噪声的总声压;PiSB为i路径上的声压贡献量;为i路径上的频响函数,即声学灵敏度;FiSB为i路径上的工作输入,作用在支撑与车身连接处的车身侧结构上。对于空气噪声的传播来讲,由于在路径上不存在耦合点,所以如果有n个辐射声源,则有n条到达目标点的传递路径,而目标点的总声压就等于各个路径贡献量的总和。对于空气噪声的频响函数一般可以采用直接测量的方法。由于一般情况下汽车的噪声源处空间有限,不易布置扬声器,所以在测量时可以采取互易法,即将扬声器放置在车内目标点的位置,而将麦克风放在各个辐射声源处,以此便能测得各条路径的频响函数。3tpa模型的构建3.1模式模型的建立在本文中通过逆矩阵法来建立结构噪声TPA模型。由式(1)可知,若要求得车内目标点的结构噪声总声压,就必须先获得结构噪声各条路径的频响函数及其工作载荷。由于实际工况中的工作载荷难以测取,故以加速度代之,从而建立以加速度值为输入量、车内目标点声压值为输出量的结构噪声TPA模型。由系统的运动学方程可得:式中,ai为激励作用下的加速度;Hij′为激励力Fj到加速度响应ai的频响函数;Fj为工作载荷;Pn为车内目标点声压值;Hij″为激励力到车内目标点声压值Pi的频响函数。由式(2)矩阵求逆可得:综合式(3)和式(4)可得:通过测得激励力到加速度响应的频响函数及激励力到车内目标点声压值的频响函数,并在实际工况下测得悬置车身侧加速度向量后,由式(5)求得各路径上的声压贡献量,通过合成可得车内目标点总声压。3.2路径上声压贡献量的计算在本文中通过直接法来建立空气噪声TPA模型。式中,PAB为车内某目标点空气传播声的总声压;PiAB为i路径上的声压贡献量;HiAB为i路径上的频响函数;FiAB为i路径上的工作输入。通过测得各个路径上的频响函数,并在实际工况下测得声源处的近场声压向量,由公式(6)求得各路径上的声压贡献量,通过合成可得车内目标点总声压。通过将所得的结构噪声贡献量与空气噪声贡献量相加,可以得到在实际怠速工况下的车内目标点的噪声总声压值,从而建立了一个包括了结构噪声与空气噪声的TPA模型。4车内噪声试验本文所研究的对象为某款国产乘用车,因其在怠速情况下车内副驾驶座处噪声量较大,故对其在空挡怠速情况下的副驾驶座右耳处的噪声贡献量进行分析。本试验主要研究该车在0~200Hz低频内的车内噪声情况。试验在同济大学汽车学院半消声室内进行。所用传感器为PCB的加速度传感器;采集噪声信号所用的麦克风为G.R.A.S.公司生产的直径为1/2英寸的ICP压电式麦克风;HMS人工头布置在副驾驶员位置;试验所用数据采集设备为LMS公司的SCADASⅢSC316W信号放大和智能采集系统;测试采用LMSTest.lab的TransferPathAnalysis模块。测试过程中门窗均关闭。4.1发动机悬置到目标点的传递路径试验中,结构噪声主要关注发动机悬置和排气管吊点的噪声传递。该车有3个发动机悬置,每个悬置有x、y、z3个方向,即3条传递路径,所以发动机悬置到目标点总共有3×3=9条传递路径。该车有4个排气管吊点,本文只关注每个吊点的z向,所以排气管吊点到目标点总共有4×1=4条传递路径。对于空气噪声来说,主要关心发动机前后、左右、上下6个面的噪声辐射源,所以发动机到目标点总共有6条传递路径。对于车内的目标点而言,由于本试验旨在分析车内副驾驶座处的噪声贡献量,故取副驾驶座右耳处作为目标点,并放置麦克风。4.2计算频响函数结构噪声的频响函数包括发动机悬置车身侧加速度到车内目标点声压值的频响函数和排气管吊点车身侧加速度到车内目标点声压值的频响函数。由于两者相距较远,相互影响较小,故不考虑两者之间的耦合作用,而分别求取各自的频响函数。在测量发动机悬置的频响函数时,用力锤在每个悬置点的x、y、z向分别进行激励,每个点要敲击多次以进行平均处理。并在每个悬置点车身侧布置两个3向加速度传感器,测取各个加速度传感器和目标点的数据,从而可以计算出各条路径的频响函数。排气管吊点只测取z向的频响函数,具体方法与发动机悬置测取方法相似。在测取空气噪声的频响函数时,采用互易法,在目标点处布置扬声器,在发动机的6个面处布置麦克风。由于本试验研究的是0~200Hz范围内的低频噪声,故在目标点处选择放置20~800Hz的低频声源。测取各个麦克风的数据,从而可以计算出各条路径的频响函数。4.3挡怠速工况下的噪声为了计算得到目标点的声压贡献量,除了要测量频响函数以外,还要测量工作载荷。试验中测取工作载荷时,将该车置于空挡怠速工况下,测取发动机悬置和排气管吊点处的加速度信号,用逆矩阵法可得到结构噪声的工作载荷。由于测量声源的工作载荷时较常用测量声源的近场声压法,故在空挡怠速工况下测取发动机的近场声压值,可得空气声的工作载荷。根据之前建立的结构噪声和空气噪声TPA模型,在获得了所有频响函数和工作载荷的数据后,即可对目标点的声压贡献量进行合成。5试验数据和分析5.1车内噪声的比较在LMS/TPA模块中,对发动机悬置、排气管吊点和发动机表面辐射源到车内目标点的各条路径贡献量进行合成,并与实际测量所得的车内目标点的噪声值进行比较,结果如图2所示。比较车内合成噪声和实测噪声发现,两者的变化趋势相同,这验证了车内噪声传递路径模型及试验的正确性。误差产生的原因可能是:a.由于悬置和吊点处结构原因,测点和激励点不是同一点,而是有一定的距离,从而造成了误差;b.在进行车内噪声合成时,忽略了结构噪声和空气噪声之间的关系,造成了误差;c.在试验中只考虑了主要的噪声传递路径,忽略了其他一些次要的路径,从而产生了误差。5.2不同路径对车载噪声的影响图3和图4为各个路径对车内噪声的贡献谱图及频谱图。从图3中可以看出,车内噪声在频率为26.7Hz、53.4Hz、80.1Hz左右有峰值。因为该车的发动机为四缸发动机,且怠速时的转速为800r/min,所以可知频率为26.7Hz是该车发动机的2阶频率。通过各个路径对车内噪声的贡献量比较(图5)可知,排气管吊点4的Z向、发动机右悬置Z向及发动机左悬置Y向的贡献量最大,为主要的传递路径;而发动机后悬置X向、发动机左悬置X向及发动机前表面的贡献量最小。5.3排气吊点z向的振动通过对车内噪声贡献量分析以后,可以对车内噪声主要贡献量的路径进行频响函数与工作力的分析,由此可以判断是车身结构的问题还是噪声源的问题。从图6和图7中可知,在频率为26.7Hz时,排气管吊点Z向的贡献量主要是由吊点Z向的工作力所引起的,即发动机2阶频率时振动所产生的力引起的。发动机悬置(图