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細說車輛的“源-路徑-接受者”模型

2019-07-22 22:05:08·  來源：模態(tài)空間  作者：譚祥軍  
　
分析與控制車輛的噪聲與振動，可以按源-路徑-接受者模型來表示，實際上，也可以稱為輸入-振動系統(tǒng)-輸出模型，如圖1所示。二者本質(zhì)是相同的，只是叫法不同而已，
分析與控制車輛的噪聲與振動，可以按“源-路徑-接受者”模型來表示，實際上，也可以稱為“輸入-振動系統(tǒng)-輸出”模型，如圖1所示。二者本質(zhì)是相同的，只是叫法不同而已，輸入看作激勵源，傳遞路徑是結(jié)構(gòu)特性（或振動系統(tǒng)），接受者是響應輸出。輸入載荷通常是力或聲學載荷，有時這些載荷無法直接測量到，那么就需要采用間接的方法對其進行識別。振動系統(tǒng)對輸入激勵存在相應的響應，稱之為輸出，這些響應通常是位移、速度、加速度、噪聲、應變等。在車輛NVH分析中，主要關(guān)心的是引起車內(nèi)振動噪聲的激勵。車輛會受到多種振動和噪聲源的激勵，每種激勵源產(chǎn)生的振動噪聲通過不同的傳遞路徑（包括結(jié)構(gòu)路徑和空氣路徑）傳遞到多個響應點，從而被人體（接受者）所感知。因此，為了分析與控制噪聲與振動，可以將任何一個振動噪聲系統(tǒng)按“源-路徑-接受者”模型來表示。
圖1 車輛的“源-路徑-接受者”模型
在這個“源-路徑-接受者”模型中，常規(guī)的振動噪聲測試結(jié)果是車輛NVH性能的實際表現(xiàn)，是這個模型中的第三部分，也就是接受者部分；模態(tài)測試或者頻響測試是這個模型中的第二部分；而TPA分析是綜合考慮這個模型中的每個部分。為了達到減振降噪的目的，也應從這個模型中的三個方面來考慮，首先應減少激勵源的振動與噪聲，其次是切斷源與接受者之間的噪聲和振動的傳遞路徑，最后是對接受者進行保護。
圖2 “輸入-振動系統(tǒng)-輸出”模型
在這個模型中，振動系統(tǒng)的固有屬性是結(jié)構(gòu)的動力學特性，也就是我們常說的模態(tài)參數(shù)，因此，模態(tài)分析主要是針對這個模型中的振動系統(tǒng)，即要獲得振動系統(tǒng)的動力學特征參數(shù)。而模型的第三部分，也就是響應分析，是對振動系統(tǒng)由輸入引起的輸出響應進行分析，這也是振動分析中最常見的分析，它不同于模態(tài)分析，但二者又有聯(lián)系。對結(jié)構(gòu)的響應進行分析時，通常結(jié)構(gòu)是處于某種工作狀態(tài)，測量結(jié)構(gòu)在這種工作狀態(tài)下的響應。此時，處于工作狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)受到工作載荷的激勵，通過各種傳遞路徑，在測量位置體現(xiàn)出來相應的響應。
通常受工作載荷的激勵，結(jié)構(gòu)會被激起一些模態(tài)（注意不是全部模態(tài)，而只是被工作載荷激起來的那些模態(tài)），激勵起來的每一階模態(tài)都會在測量位置處產(chǎn)生相應的響應（振動和/或噪聲），這些激勵起來的模態(tài)在測量位置的響應的疊加，就是結(jié)構(gòu)某測量位置的響應，因而，這個響應是結(jié)構(gòu)在受當前工作激勵下的總響應。也就是說，當前測量獲得的響應是結(jié)構(gòu)受工作載荷的激勵，所激起來的所有模態(tài)在這個測量位置處產(chǎn)生的響應的總和。因此，振動系統(tǒng)的動力學特性一定程度上決定著輸出響應，當然還受輸入激勵的影響。
而TPA分析則是綜合考慮工作載荷、結(jié)構(gòu)系統(tǒng)和輸出響應，以確定引起明顯的輸出響應是由哪部分引起的，可能是傳遞路徑，也可能是激勵源，或者是二者共同引起的。
1
車輛常見的激勵源、路徑和接受者位置
汽車的激勵源主要分三類：動力系統(tǒng)（包括發(fā)動機、傳動系統(tǒng)和進排氣系統(tǒng)等）、路噪和風噪。在汽車低速行駛時，發(fā)動機是主要噪聲振動源；在中速行駛時，輪胎與路面的摩擦是主要噪聲振動源；在高速行駛時，車身與空氣之間的摩擦變成了最主要的噪聲振動源，如圖3所示。因此，需要圍繞這些激勵及其傳遞路徑來減少車內(nèi)的振動噪聲，提高汽車的舒適性，而噪聲根據(jù)傳遞路徑不同又分為結(jié)構(gòu)路徑和空氣路徑。
圖3 車輛噪聲與車速的關(guān)系
車輛的振動激勵源主要包括動力裝置、排氣系統(tǒng)、傳動軸、車輪和懸架系統(tǒng)和風激勵等。噪聲激勵源主要包括動力裝置的噪聲、進排氣系統(tǒng)的噪聲、傳動軸系的噪聲、車輪和路面的摩擦噪聲和各種結(jié)構(gòu)噪聲等。
車輛的振動傳遞路徑包括動力總成懸置隔振系統(tǒng)、車身與副車架連接處、排氣系統(tǒng)隔振系統(tǒng)、前后懸架連接點，后橋拉桿與車身連接處，懸置與副車架連接處，各種與車身連接部件，如拉索、卡扣、托架、空調(diào)管、油管等。噪聲傳遞路徑包括車體、以及車體上的一些空洞縫隙等。
接受者主要包括駕駛員或乘員耳旁噪聲、方向盤振動、地板腳踏處的振動、座椅導軌振動、儀表盤振動和后視鏡振動等。在分析源-路徑-接受者模型時，最主要的是接受者，一切應從接受者出發(fā)，即從顧客要求出發(fā)，來確定噪聲與振動量級的大小和聲品質(zhì)。
傳遞路徑的振動與噪聲特性是振動與噪聲控制的關(guān)鍵。對路徑的控制通常有三種方法：隔聲與隔振、吸聲與吸振和改變路徑結(jié)構(gòu)。通常用吸聲和隔聲來達到減少噪聲的目的，車上許多部分都安裝了吸聲材料和隔聲材料。而路徑的振動控制一般是采用隔振器或動力吸振器。改變路徑結(jié)構(gòu)通常是采用優(yōu)化設計使隔振效果最佳。
圖4 車輛噪聲振動關(guān)鍵測量參數(shù)
2
動力總成TPA
從圖3可以看出，當車輛低速行駛時，來自動力總成的振動噪聲在車內(nèi)占主導地位，因此，經(jīng)常需要對動力總成進行TPA分析。此時，動力總成作為激勵源，動力總成與車身或副車架相連的懸置隔振系統(tǒng)作為結(jié)構(gòu)路徑，如三點懸置，則結(jié)構(gòu)路徑共有9條路徑（每個懸置3個方向）。前圍的一些工藝孔、線束管路和縫隙作為空氣聲路徑。乘員艙的駕駛員和乘員作為接受者。
對于發(fā)動總成TPA而言，雖然有來自發(fā)動機和變速箱的各同不同部件的振動噪聲，但它仍屬于單參考TPA的范疇，這是因為各個振動噪聲源之間是相關(guān)的，使用一個參考信號就可以確定各個部件產(chǎn)生振動噪聲之間的相位關(guān)系。通常在發(fā)動機頂面布置一個單向加速度傳感器作為參考信號，或者使用曲軸的轉(zhuǎn)速信號作為參考信號。
懸置通常為軟懸置，所以動力總成TPA的載荷識別方法可以采用懸置動剛度法，即測量懸置兩側(cè)的加速度信號，根據(jù)下式計算懸置處的載荷信號，但前提是具有懸置的動剛度數(shù)據(jù)。
獲得懸置兩側(cè)的加速度信號，除了用于TPA分析之外，也可用于評價懸置的隔振效果。
對于空氣傳遞路徑，通常將動力總成表面劃分為若干小區(qū)域，測量每個小區(qū)域與目標點（接受者）之間的傳遞函數(shù)。而在測量結(jié)構(gòu)路徑的傳遞函數(shù)時，需要將動力總成拆除，以減少不同路徑之間的相互影響。
3
路噪TPA
車內(nèi)噪聲除了來自動力總成之外，來自路面激勵產(chǎn)生的噪聲占比也不輕。車輛在行駛過程中，車輪受路面不平度激勵使輪胎胎面產(chǎn)生振動、與輪胎空腔系統(tǒng)共振，通過懸架系統(tǒng)（中間也許存在車架或副車架）對車身產(chǎn)生激勵，導致車內(nèi)產(chǎn)生噪聲。對于路噪TPA而言，受到多個輪胎的激勵，這些激勵是部分相關(guān)或完全不相關(guān)的，因此，路噪TPA應采用多參考TPA進行分析。當正常行駛時，左右輪行駛過的路面不平度是有差異的；車輛轉(zhuǎn)向時，左右輪駛過的幅度與速度是不一樣的；當駛過坑洼路面時，前后輪是不同時刻駛過這些坑洼路面的，因此，路面對輪胎的激勵是部分相關(guān)或完全不相關(guān)的。
路面激勵會使輪胎空腔產(chǎn)生共振噪聲，由于這種噪聲頻率較低，通常在200~300Hz之間，因此輪胎空腔共振噪聲主要以結(jié)構(gòu)傳遞路徑為主。影響輪胎空腔共振噪聲的主要因素有輪胎的規(guī)格、側(cè)/徑向剛度、車輪模態(tài)和輪輞剛度，以及懸架部件柔性模態(tài)、襯套動靜剛度、車架或副車架的彎曲扭/轉(zhuǎn)模態(tài)或車身各接附點的剛度等車身聲振靈敏度等。輪胎空腔共振噪聲是一種單頻噪聲，通過開、關(guān)車窗對比車內(nèi)噪聲的頻率來判斷，通?？諝饴窂綄@種噪聲無明顯影響，主要以結(jié)構(gòu)噪聲為主。
圖5 路噪TPA模型示意圖
多參考TPA分析的實質(zhì)是將工況數(shù)據(jù)分解成多個單參考TPA來分析，最后再將每個單參考TPA疊加得到最終的分析結(jié)果。各個響應數(shù)據(jù)之間是沒有固定的相位關(guān)系，因此，需要設置多個參考，將這些不相關(guān)的響應信號通過主分量分析分解成多個不相關(guān)的主分量。通常，這些參考分兩類。一類是將車輪中心的振動信號作為參考，如4個車輪中心，則有12個振動參考信號。另一類是將車內(nèi)多個聲音信號作為參考，如車內(nèi)布置4個麥克風，則有4個聲音參考信號。通過主分量分析得到的主分量通常少于參考點的數(shù)目，如圖6為將4個車輪中心振動作為參考（12個），得到的主分量為6個。
圖6 12個參考下的主分量
參考：
1.龐劍，諶剛，何華. 汽車噪聲與振動-理論和應用.北京理工大學出版社，2006.
2.文偉，張軍，宮世超等. 輪胎空腔共振噪聲工程控制及應用. 中國汽車工程學會年會論文集，2015
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