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OTPA結(jié)合聲場分析在路噪開發(fā)中的應(yīng)用

2020-10-20 10:30:23·  
　
摘要：針對純電動汽車低頻路噪問題，提出將工況傳遞路徑0TPA(Operational Transfer Path Analysis)與聲場分析相結(jié)合的識別和控制方法。針對某款純電動汽車25 Hz
摘要：針對純電動汽車低頻路噪問題，提出將工況傳遞路徑0TPA(Operational Transfer Path Analysis)與聲場分析相結(jié)合的識別和控制方法。針對某款純電動汽車25 Hz～32 Hz頻帶低頻路噪問題，通過OTPA分析確定尾門是車內(nèi)低頻聲的主要貢獻路徑；通過車內(nèi)聲場分析車內(nèi)低頻聲分布的特點，確定尾門和上車體頂棚與車身的相對振動在車內(nèi)產(chǎn)生低頻駐波；對尾門的安裝約束狀態(tài)進行優(yōu)化以降低尾門振動，降低噪聲峰值6.5 dB(A)，主觀感受改善明顯。該方法提供了OTPA與傳統(tǒng)的試驗分析方法相結(jié)合的思路，拓展了OTPA在路噪開發(fā)中的應(yīng)用。

汽車噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH)是衡量汽車性能的重要指標之一，它是汽車駕乘舒適性最直接的表現(xiàn)[1-2]。純電動汽車比燃油汽車行駛時更安靜，因而其路面噪聲和風(fēng)噪聲更容易引起乘員的注意。各地區(qū)交通基礎(chǔ)設(shè)施發(fā)展水平不同，路面情況復(fù)雜，路面噪聲(路噪)是目前用戶抱怨較多的問題，其中低頻路噪（250 Hz 以下）最容易使人產(chǎn)生煩擾感受。由于功能結(jié)構(gòu)上的差異，通常兩廂車的路噪問題比三廂車更嚴重。兩廂車型車內(nèi)所有的艙室壁板都直接暴露在艙內(nèi)，更容易使結(jié)構(gòu)振動激勵起的低頻噪聲形成聲-固耦合效應(yīng)，導(dǎo)致車內(nèi)沉悶煩擾，產(chǎn)生路噪抱怨。路噪產(chǎn)生機理比較復(fù)雜，只有找到關(guān)鍵路徑才能解決問題。

1 路噪機理及控制方法

路面噪聲通常按傳播方式分為結(jié)構(gòu)傳播噪聲和空氣傳播噪聲。路面的細小坑洼和輪胎的跌撞產(chǎn)生激勵力，激發(fā)輪胎空腔和結(jié)構(gòu)模態(tài)，通過輪輞傳遞到底盤和車身結(jié)構(gòu)，激起車身及其附件產(chǎn)生振動響應(yīng)進而輻射噪聲，其頻率一般低于500 Hz，屬于中低頻結(jié)構(gòu)傳播噪聲。空氣傳播噪聲主要為路面與輪胎花紋的相互作用，使輪胎花紋塊產(chǎn)生泵氣效應(yīng)和自激振動發(fā)出的噪聲，空氣傳播噪聲的頻率一般大于500 Hz[2]。根據(jù)路噪產(chǎn)生的機理，從源-路徑-響應(yīng)可以制定不同的控制策略。

路噪問題的解決措施和效率，取決于如何找到主要的傳遞路徑。采用OTPA方法可以快速完成關(guān)鍵路徑的查找，然后通過聲場分析，明確低頻路噪的輻射特性，再結(jié)合關(guān)鍵路徑的工作模態(tài)振型，針對問題點進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，改善某型純電動汽車（Blade Electric Vehicles，BEV）的低頻路噪問題。

2 OTPA方法原理

傳統(tǒng)TPA(Transfer Path Analysis)方法是將測試對象作為線性系統(tǒng)進行分析，見圖1，將選定的輸入通道和輸出通道之間的傳遞函數(shù)Hmn(ω)線性化來獲得傳遞路徑貢獻量的分析方法。車內(nèi)目標點m的響應(yīng)可表示為n條傳遞路徑所產(chǎn)生貢獻量的線性疊加[3]：
 
式（1）中：ym(ω)是車內(nèi)響應(yīng)點m 得到的總響應(yīng)；Hmn(ω)是響應(yīng)點m 與激勵點n 之間的傳遞函數(shù)；xn(ω)是激勵點n產(chǎn)生的激勵力。

OTPA 在運行工況下進行路徑貢獻量分析，針對復(fù)雜路徑下多個激勵和多個響應(yīng)點的情形，定義m和n為系統(tǒng)輸入和輸出自由度的數(shù)量，式（1）可擴展為多輸入多輸出的系統(tǒng)[4]：

 
式（2）中：yj(ω)是系統(tǒng)第j個輸出信號；xi(ω)是系統(tǒng)第i個輸入信號；Hij(ω)是系統(tǒng)第i個輸入到第j個輸出之間的傳遞函數(shù)[10]。

將式（2）以矩陣形式表達為

 
傳遞函數(shù)矩陣H通過運行工況下測試的輸入輸出數(shù)據(jù)采用H1方法估算得到[5]：

OTPA結(jié)合聲場分析在路噪開發(fā)中的應(yīng)用
 
式（4）中：Gxx是輸入變量自功率譜矩陣；Gxy是輸出變量與輸入變量互功率譜矩陣。

由于分析對象處于動態(tài)運動中，會存在路徑串擾和信號噪聲等各種干擾因素，導(dǎo)致輸入信號之間也會產(chǎn)生相關(guān)性。通過使用奇異值分解（Singular Value Decomposition，SVD）技術(shù)解決串擾問題。矩陣X可以通過奇異值分解轉(zhuǎn)化為[11]

 
式（5）中：U是一個r×m的酉矩陣。∑是一個m×m方陣，對角線為非負數(shù)，對角線外全為零。VT是V的共軛轉(zhuǎn)置，為m×m酉矩陣。

由式（3）和式（5）可知，頻響函數(shù)FRF 矩陣H 可以使用X矩陣的奇異值分解來計算：

 
將式（6）代入式（3）中，可得到各路徑的合成輸出信號為
 
圖1 OTPA分析路線圖

各條路徑的傳遞貢獻量可表示為[3]

 
3 某車型低頻路噪問題研究

某新開發(fā)純電動車型以20 km/h～60 km/h速度在粗糙路面上行駛時，車內(nèi)存在沉悶的低頻轟鳴聲。前排駕駛員人耳處（DR）噪聲明顯大于后排（RR），存在明顯的耳膜壓迫感，主觀感覺非常難受，嚴重影響車輛駕乘舒適性，不可接受。

3.1 車內(nèi)噪聲頻譜特性分析

為了分析車內(nèi)低頻轟鳴聲產(chǎn)生原因，對以30 km/h在粗糙路上行駛時車內(nèi)噪聲進行測試，測點為駕駛員右耳（DR）和后排乘客左耳(RR)。測試結(jié)果如圖2所示。

從圖2測試結(jié)果可見，車內(nèi)前排在25 Hz～32 Hz處存在明顯峰值，前排噪聲峰值比后排高出約10 dB(A)。主客觀評估結(jié)果還顯示，當車輛在同一路面以20 km/h～60 km/h 車速行駛時，該低頻噪聲峰值變化不大。車速對轟鳴聲大小無明顯影響，而與路面粗糙程度成正比。

圖2 某EV車以30 km/h在粗糙路面行駛時前后排噪聲

將對標純電動車在相同的路面和工況下行駛，對比兩輛車的車內(nèi)前排噪聲FFT 頻譜如圖3和圖4所示?？梢娖渑c對標純電動車在25 Hz～32 Hz頻段范圍差距明顯，比對標車高出約15 dB(A)，此低頻轟鳴聲嚴重影響產(chǎn)品競爭力。
圖3 以30 km/h車速在粗糙路面行駛時前排噪聲FFT對比
圖4 以30 km/h車速在粗糙路面行駛時前排噪聲瀑布圖對比

由于該路噪問題頻率較低，在空氣聲輻射源方面，輪胎空腔模態(tài)218 Hz 及輪胎1階結(jié)構(gòu)模態(tài)43.4 Hz 與問題頻率相差較大；在底盤結(jié)構(gòu)路徑方面，底盤及懸掛系統(tǒng)模態(tài)一般在80 Hz 以上，測試結(jié)果也發(fā)現(xiàn)輪心及底盤系統(tǒng)在25 Hz～32 Hz頻帶振動特征不明顯；更換徑向和側(cè)向剛度更低的輪胎以及降低懸架系統(tǒng)主要襯套剛度30%，車內(nèi)低頻路噪僅能降低約2 dB(A)，可見底盤系統(tǒng)并不是主要的放大路徑。

從車內(nèi)聲腔響應(yīng)來看，經(jīng)驗和國內(nèi)外對整車車內(nèi)聲場的計算和測試結(jié)果均表明，車內(nèi)1階縱向聲腔模態(tài)均在40 Hz 以上。在車身結(jié)構(gòu)響應(yīng)方面，車身50 Hz以下的振動通?？赡芨嚾中缘哪B(tài)頻率響應(yīng)相關(guān)，例如整車1階垂彎和扭轉(zhuǎn)模態(tài)；從板面輻射角度看，問題頻率可能跟車門、尾門、前蓋和頂棚等大面積鈑金件安裝模態(tài)接近。電動汽車下車體掛載的沉重電池模塊，也會影響車身剛性和模態(tài)。

整車及附件模態(tài)頻率見表1，其分布顯示問題頻率附近模態(tài)密集，通過在尾門、頂棚、前擋風(fēng)玻璃增加質(zhì)量（沙袋5 kg 或以上）控制相應(yīng)板面振動，低頻路噪均有不同程度降低，其中在尾門加質(zhì)量時改善效果最明顯。由于車身板件和附件均是通過鉸鏈等結(jié)構(gòu)安裝在車身上，在某個板面增加質(zhì)量也會影響其他板面的受力和振動。因此通過OTPA快速識別主要貢獻路徑并得到定量的判定顯得十分必要。

表1 整車及附件模態(tài)頻率
 
3.2 低頻路噪問題識別

3.2.1 OTPA測試

在安裝粗糙鼓面的四輪轉(zhuǎn)鼓半消聲室進行主客觀評估，能夠較好復(fù)現(xiàn)道路試驗的結(jié)果。

表2 傳遞路徑劃分
 
根據(jù)OTPA測試原理及特點，采用BBM PAK5.7噪聲振動采集系統(tǒng)進行試驗分析，采集若干組低頻路噪明顯的數(shù)據(jù)。劃分傳遞路徑模型合理性決定分析結(jié)果的準確性，根據(jù)前文初步分析確定板面輻射是主要路徑，選取車身主要大面積板件分析結(jié)構(gòu)路徑貢獻量，4個輪胎近場作為空氣聲路徑。建立傳遞路徑分析模型如表2所示。

試驗測試條件如圖5所示。

圖5 OTPA試驗傳感器布置圖示

3.2.2 OTPA測試結(jié)果分析

選取若干組數(shù)據(jù)輸入建立傳遞路徑模型，選擇合適的CTC（Cross Talk Cancellation)百分比參數(shù)進行串擾消除。計算值與實測值FFT 頻譜吻合較好，證明模型能夠反映實際問題狀態(tài)，試驗?zāi)Ｐ图皵?shù)據(jù)有效，如圖6所示。
圖6 噪聲計算值與實測值比較

問題頻率段的計算結(jié)果顯示，在車內(nèi)低頻路噪25 Hz～32 Hz頻帶峰值僅52.8 dB(A)，結(jié)構(gòu)聲路徑貢獻量達到52.4 dB(A)，結(jié)構(gòu)路徑傳遞噪聲是路噪問題的主要貢獻，如圖7和圖8所示。

圖7 空氣聲路徑與結(jié)構(gòu)聲路徑對比

圖8 傳遞路徑貢獻量分析云圖

將各條路徑對25 Hz～32 Hz頻率段噪聲貢獻量以柱狀圖表示如圖9所示。

貢獻量分析顯示25 Hz～32 Hz頻率段噪聲的主要貢獻來自尾門的X方向（車尾-車頭）振動，其次是中頂棚和右前門，屬于多板面參與的結(jié)構(gòu)振動輻射噪聲，排除了輪胎空氣聲輻射的因素。

OTPA 分析結(jié)果已經(jīng)明確了具體的結(jié)構(gòu)傳遞路徑，但無法解釋車內(nèi)低頻路噪在前后排聲壓大小差異明顯的原因，可以結(jié)合聲場分析進一步明確結(jié)構(gòu)的振動輻射形式跟聲場的分布之間的關(guān)系。

3.2.3 車內(nèi)聲場分析

圖9 不同傳遞路徑貢獻量分析柱狀圖

車內(nèi)空間結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，可通過聲腔模態(tài)試驗測試獲得真實的聲場分布。該BEV 車內(nèi)空間的長寬高方向最大值分別為：3 024 mm×1 503 mm×1 347 mm，設(shè)定傳聲器的間距為300 mm[1]。X向（車尾-車頭）6排，Y向（副駕-主駕）5列，Z向（地板-車頂）3層，共計79個測點，較均勻分布在車廂內(nèi)部，傳聲器布置及測量模型設(shè)置如圖10所示。

圖10 車內(nèi)聲腔模態(tài)測量模型

利用LMS Virtual.Lab 模態(tài)分析模塊進行頻響函數(shù)擬合后識別出前3階聲腔模態(tài)見表3，計算解耦值符合分析要求。

表3 車內(nèi)聲場模態(tài)頻率及解耦值
 
表3所示車內(nèi)聲腔模態(tài)測試結(jié)果表明，車內(nèi)存在26.7 Hz 縱向平動模態(tài)和第1階縱向拉伸壓縮模態(tài)頻率32.2 Hz。板面模態(tài)的運動會使車內(nèi)形成駐波，整車1階垂彎模態(tài)26.5 Hz、尾門1階安裝及扭轉(zhuǎn)模態(tài)28.4 Hz、整車1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)31.3 Hz三者可能存在耦合，低頻噪聲并不僅是尾門安裝模態(tài)響應(yīng)導(dǎo)致。其中32.2 Hz縱向平動模態(tài)如圖11所示。

圖11 第1階縱向模態(tài)(后排節(jié)點32.2 Hz)

32.2 Hz 縱向模態(tài)清晰顯示了車內(nèi)低頻噪聲的輻射形式，證明車內(nèi)前后排聲壓和主觀感受差異明顯的原因是由低頻聲的聲場分布導(dǎo)致。車內(nèi)25 Hz～32 Hz 頻段低頻路噪的本質(zhì)是尾門前后呼吸運動導(dǎo)致車內(nèi)聲壓變化產(chǎn)生的聲輻射。

通過尾門與整車的工作模態(tài)可以識別尾門產(chǎn)生前后呼吸運動的機理，可清晰地明確導(dǎo)致尾門運動的具體部位和原因，為后續(xù)改進指明方向。

3.2.4 尾門與車身工作模態(tài)分析

在整車結(jié)構(gòu)框架及尾門布置振動加速度傳感器，在車輛在粗糙路面行駛工況下通過試驗獲得尾門與整車的工作模態(tài)。

如圖12所示，尾門工作模態(tài)分析結(jié)果顯示尾門和頂棚與車身在31 Hz 處具有模態(tài)響應(yīng)峰值，尾門與車身有著明顯的相對運動，頂棚與尾門的運動相位相反，尾門的運動是整體沿約束方向的運動。

圖12 尾門-車身工作模態(tài)(31 Hz)

分析結(jié)果表明，上車體剛性較弱，尾門約束不足，使尾門-頂棚與車身產(chǎn)生相對運動，是導(dǎo)致粗糙路面激勵下車內(nèi)產(chǎn)生低頻噪聲的根本原因。

3.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及驗證

3.3.1 優(yōu)化機理分析

由前文分析，25 Hz～32 Hz 頻段內(nèi)的車內(nèi)聲腔模態(tài)是沿車長縱向的駐波。聲波沿車前后方向的拉伸壓縮等效于尾門為聲源的近似平面波。由平面聲波理論可得[8]：
 
式中：p是聲壓；是當?shù)芈曀伲?img src="https://img.auto-testing.net/testingimg/202010/20/102314991.png" alt="" />是當?shù)乜諝饷芏龋籾是平面聲源法向的振速。
 
 
 
 
可見，聲壓大小與聲源的振速成正比。相關(guān)研究表明通過控制關(guān)鍵板件振速對板件聲振優(yōu)化是可行的[6]。所抱怨的樣車低頻路面噪聲聲壓級峰值需要從48 dB(A)降低到38 dB(A)左右，主觀評價可接受。即聲壓降低到原來的25%左右，對應(yīng)尾門振速需要降低到原來的25%。速度跟加速度的關(guān)系為

 
式中：v0是時刻的振速；a是聲源相對運動加速度。尾門及整個上車體勻速運動，它們具有相同的同向運動速度值，若以車身作為參考坐標則聲源的運動速度正比于加速度。因此聲源的相對振動加速度也需要降低到原來的25%。
 
 
3.3.2 優(yōu)化措施

試驗證明加強尾門本身的剛性無法有效降低低頻路噪，因此優(yōu)化尾門的安裝結(jié)構(gòu)，降低其與車身的相對運動是關(guān)鍵。增大尾門質(zhì)量（約10 kg）效果很好，但不符合輕量化設(shè)計原則，也降低續(xù)駛里程；增加吸振器可以降低尾門振動，但是效果容易受環(huán)境溫度影響也可能導(dǎo)致結(jié)構(gòu)耐久疲勞風(fēng)險。

優(yōu)化尾門約束結(jié)構(gòu)，提高上車體剛性，可以同時增加尾門-車身振動系統(tǒng)阻尼和剛度。尾門的約束結(jié)構(gòu)優(yōu)化包括頂部安裝鉸鏈、中間支撐和底部鎖扣3個部位的優(yōu)化，見圖13。

圖13 對尾門約束所采取優(yōu)化措施

（1）鉸鏈安裝點優(yōu)化

通過在鉸鏈安裝底座背板加焊加強板使之與車身框架邊梁相連，將安裝點靜剛度從152 N/mm提高到621 N/mm。

（2）中間支撐優(yōu)化

將原中間支撐從圓柱形截面更改為圓錐形截面后，支撐性明顯增強。

（3）尾門鎖扣優(yōu)化

增加一個鎖扣內(nèi)安裝點并將其底部加強板連接到底部后，鎖扣固定明顯增強。

3.3.3 結(jié)果驗證

樣車原狀態(tài)尾門模態(tài)頻率為26.1 Hz，系統(tǒng)阻尼比為0.016 9。經(jīng)過優(yōu)化后，尾門模態(tài)頻率提高到34.2 Hz，系統(tǒng)阻尼比提高到0.048 4。振動系統(tǒng)阻尼比的提高將有利于降低受迫激勵下的振動響應(yīng)。優(yōu)化后，尾門振動幅值從0.45 m/s2降低到0.19 mm/s2，車內(nèi)噪聲改善結(jié)果如圖14所示。

優(yōu)化后尾門中心沿整車前后方向振動降低約60 %，車內(nèi)噪聲在25 Hz～32 Hz 頻帶峰值降低約6.5 dB(A)，主觀感受改善明顯，達到改進預(yù)期。
圖14 尾門約束優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲對比

4 結(jié)語

對汽車低頻路噪的產(chǎn)生機理及控制方法進行研究，提出OTPA 與聲場分析相結(jié)合的方法識別路噪的產(chǎn)生和輻射機理，對關(guān)鍵傳遞路徑進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，通過試驗驗證了結(jié)構(gòu)優(yōu)化的有效性。得到如下結(jié)論。

(1)采用OTPA 方法，可以快速地確定25 Hz～32 Hz頻率段低頻路噪主要是由結(jié)構(gòu)聲貢獻，其中結(jié)構(gòu)聲主要貢獻量來自尾門振動。

(2)結(jié)合車內(nèi)聲場測試分析，確定導(dǎo)致低頻路噪前后排存在差異的原因是彈性安裝的尾門運動使得車內(nèi)產(chǎn)生低頻駐波。

(3)通過尾門和車身在車輛在粗糙路面行駛過程的工作模態(tài)振型，確定尾門-頂棚與車身存在相對運動。通過優(yōu)化尾門鉸鏈、中部支撐和鎖扣安裝點，提高尾門運動阻尼比，降低尾門振動，低頻路噪問題得到明顯改善。

(4)將OTPA 與傳統(tǒng)試驗方法相結(jié)合，可以在路噪開發(fā)中快速確定問題部位，針對具體問題特點結(jié)合傳統(tǒng)試驗方法確定問題的根本原因和結(jié)構(gòu)改進的具體方向。該方法可以準確識別路噪問題，并提高低頻路噪問題解決的效率。

作者：肖忠弟1,2，靳 暢1，魏 娜2，梁新華2，趙陽陽2，田世亞2
1.同濟大學(xué) 汽車學(xué)院
2.上海汽車集團股份有限公司技術(shù)中心
 
 
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