王永亮，劉 浩，鄭卿卿，羅 挺，徐艷平，鄧 峰，周 權(quán)，周副權(quán)

（東風汽車公司技術(shù)中心，武漢 430058）

前言

車內(nèi)噪聲可分為結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲［1-3］，在低中頻范圍內(nèi)以結(jié)構(gòu)噪聲為主。結(jié)構(gòu)噪聲的形成過程為能量以波的形式傳入車身結(jié)構(gòu)，迫使車身結(jié)構(gòu)振動，振動的車身結(jié)構(gòu)與空氣運動耦合產(chǎn)生噪聲，是一個典型的流- 固耦合問題。

路徑分析法是研究結(jié)構(gòu)噪聲的常用方法，文獻［4］-文獻［7］中對傳遞路徑分析方法進行了闡述，包括歷史、分類、理論推導、方法精度和使用范圍等。相關(guān)研究包括振動傳遞路徑的參數(shù)貢獻［8］、優(yōu)化發(fā)動機懸置的振動傳遞特性［9-10］、識別引起微型客車轟鳴聲的噪聲源［11］和分析車身結(jié)構(gòu)傳遞噪聲的靈敏性［12］等。文獻［13］-文獻［14］中研究了路面激勵引起輪胎振動向駕駛室內(nèi)的噪聲傳遞特性，并識別出主要的傳聲路徑。CAO［15］應用LMS軟件中傳遞路徑分析模塊，研究了80km／h工況下某電動汽車的噪聲傳遞特性并合成車內(nèi)噪聲，結(jié)果顯示胎噪中結(jié)構(gòu)噪聲和電機振動輻射噪聲是主要的噪聲源。但對車輛實際運行工況下，各路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的矢量合成和路徑聲學參與系數(shù)的研究相對較少。

據(jù)此，本文中研究發(fā)動機怠速工況下，動力總成激勵引起車身結(jié)構(gòu)振動向駕駛室內(nèi)的傳聲特性（包括路徑傳遞噪聲矢量合成規(guī)律和路徑聲學貢獻系數(shù)），并對結(jié)構(gòu)噪聲中峰值噪聲的成因進行分析，研究結(jié)果為修改路徑參數(shù)控制結(jié)構(gòu)噪聲提供方向。

1 結(jié)構(gòu)噪聲合成與噪聲分析基本理論

1.1 路徑傳遞噪聲的合成與貢獻分析方法

動力總成的激勵通過懸置將振動能量傳入車身結(jié)構(gòu)，使車身結(jié)構(gòu)受迫振動，振動的車身結(jié)構(gòu)與駕乘室內(nèi)空氣運動耦合，使腔內(nèi)聲壓波動，形成結(jié)構(gòu)噪聲，振、聲傳遞過程如圖1所示，其中為懸置被動側(cè)的激勵力。此耦合系統(tǒng)的動力學方程［2，16］為

式中：x和p分別為結(jié)構(gòu)節(jié)點的振動位移和空氣節(jié)點的聲壓；Ms，Mf和AT分別是結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣、空氣的質(zhì)量矩陣和結(jié)構(gòu)與空氣在界面處相互作用矩陣；Cs和Cf為結(jié)構(gòu)與空氣的阻尼矩陣；Ks和Kf為結(jié)構(gòu)與空氣的剛度矩陣；Ps和Pf分別為作用在結(jié)構(gòu)上的外部激勵力和聲腔內(nèi)的聲壓載荷。

圖1 動力總成 -懸置 -車身 -聲腔的結(jié)構(gòu)噪聲傳遞模型

不考慮聲壓載荷（即Pf=0），結(jié)構(gòu)上一點的外部激勵為 Ps，j=｛Fj（ω）｝eiωt，其中 ω和 i分別是激勵的角頻率和虛數(shù)單位，則式（1）中聲壓的解為

式中：Xj（ω）為激勵下結(jié)構(gòu)的振動位移，則聲壓關(guān)于激勵力的傳遞函數(shù)為

在聲學分析領(lǐng)域中一般更習慣用聲壓級SPL來描述噪聲大小：

式中p0為參考聲壓，p0=2×10-5Pa。

駕駛室腔內(nèi)總聲壓是所有路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的疊加，與每條路徑傳遞聲壓的幅值和相位均有關(guān)。怠速工況下，懸置被動側(cè)激勵力F（ω，可通過疊加法導出所有路徑傳遞的總聲壓：

圖2 路徑j(luò)傳遞聲壓對總聲壓的貢獻

由式（8）與式（9）可知，路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻有正負之分，由 βj（ω）與 αp_add（ω）的夾角＜βj，αp_add＞決定（見圖 2）。若＜βj，αp_add＞為銳角，則路徑傳遞聲壓貢獻為正，可通過匹配對應懸置參數(shù)，使傳入車身結(jié)構(gòu)振動減小，實現(xiàn)總聲壓減小；若＜βj，αp_add＞為鈍角，則路徑傳遞聲壓貢獻為負，可通過匹配對應懸置參數(shù)，使傳入車身結(jié)構(gòu)振動增大，來控制總聲壓；若＜βj，αp_add＞接近90°，則路徑傳遞聲壓對總聲壓為中性貢獻，即修改對應懸置參數(shù)對此路徑的聲學參與情況不敏感。

1.2 峰值噪聲的分析方法

通過測試或數(shù)值仿真，可獲得懸置被動側(cè)到駕駛員右耳處的噪聲傳遞函數(shù)（NTF）和懸置被動側(cè)的動剛度，結(jié)合怠速工況下被動側(cè)的加速度激勵，可對總聲壓中峰值噪聲成因進行系統(tǒng)分析，以確定峰值噪聲是否由外部激勵過大、車身NTF過高或接附點動剛度不足等因素引起，還是由多方面因素的綜合作用導致。

2 試驗測試與分析方案

以某前置后驅(qū)車輛為對象搭建其測試平臺，在懸置被動側(cè)和駕駛員右耳處分別布置三向加速度傳感器和聲壓傳感器，如圖3所示。分別在懸置被動側(cè)平動方向（相對車輛坐標系）錘擊激勵，測量懸置被動側(cè)的 IPI（ω）和錘擊點到駕駛員右耳處的NTF（ω），通過測試數(shù)據(jù)導出主方向的聲壓- 加速度傳遞函數(shù)（ATF（ω））：

式中：F（ω），SPL（ω）和 a（ω）分別為力錘激勵力、駕駛員右耳處聲壓和懸置被動側(cè)加速度；NTF（ω）為錘擊點到駕駛員右耳處的噪聲傳遞函數(shù)，表示結(jié)構(gòu)在力激勵下傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的靈敏度［3，8］。

圖3 加速度傳感器與聲壓傳感器布置

發(fā)動機怠速（空調(diào)關(guān)、散熱風扇關(guān)），測試懸置被動側(cè)加速度頻譜和駕駛員右耳處聲壓頻譜；基于式（5）合成怠速工況下結(jié)構(gòu)振動向駕駛員右耳處傳遞的聲壓，分析流程見圖4。

圖4 路徑傳遞噪聲合成與峰值噪聲分析流程

3 結(jié)果與討論

3.1 路徑傳遞噪聲的合成與貢獻分析

振動能量主要由動力總成懸置平動傳入車身結(jié)構(gòu)，故文中只考慮懸置平動振動引起的噪聲傳遞，3個懸置點共有9條傳遞路徑，左、右、后懸置的X，Y和Z方向振動傳遞對應路徑依次編號為P1-P9。運用式（5）和測試數(shù)據(jù)可對結(jié)構(gòu)噪聲進行合成，結(jié)果如圖5所示。由圖5可見，在頻段20-300Hz內(nèi)，合成聲壓與直接測試聲壓兩者間趨勢很好吻合，問題噪聲均能再現(xiàn)，聲壓水平整體較為接近，僅頻段65-118Hz內(nèi)兩者聲壓幅值相差較大。這說明文中提出的合成方法能較好地對結(jié)構(gòu)噪聲進行合成，且合成精度較高，這從側(cè)面表明可用式（5）等號右邊各項計算各路徑傳遞的結(jié)構(gòu)噪聲和研究路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的貢獻。合成聲壓存在兩個明顯聲壓峰值，分別為64.2dB（27Hz）和 25.8dB（240Hz）。文中選擇27Hz作為危險頻率點進行噪聲貢獻分析與成因診斷。

圖5 駕駛員右耳處合成聲壓與測試聲壓

運用式（5）計算的9條路徑傳遞聲壓結(jié)果如圖6所示（只給出聲壓幅值）。在任一頻率點處，圖6可方便、快速地從9條路徑中識別出主要的聲壓傳遞路徑。對于頻率點 27Hz，路徑 P2，P3，P5，P6和P8傳遞聲壓幅值較大，是主要的結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑，即左懸置YZ方向、右懸置YZ方向和后懸置Y方向。

圖7 和圖8分別為主要路徑傳遞聲壓的矢量關(guān)系和在頻段20-100Hz內(nèi)的聲壓傳遞特性。由圖7可見，對于這5條傳聲路徑，其中路徑P3，P6和P8傳遞聲壓幅值分別為 7.3×10-3，3.8×10-2和 2.2×10-2Pa，對總聲壓的貢獻為正，因為路徑傳遞聲壓的相位與總聲壓相位夾角為銳角；路徑P2和P5傳遞聲壓幅值分別為7.9×10-3和2.2×10-2Pa，對總聲壓的貢獻為負?？捎?.1節(jié)中的理論方法，改進路徑對應方向的懸置參數(shù)，使正貢獻路徑對應懸置點處激勵力減小，負貢獻路徑對應懸置點處激勵力增大，導致正貢獻路徑傳遞聲壓減小，負貢獻路徑傳遞聲壓增大，最終使疊加后的總聲壓得到控制，這種控制方法相對于傳統(tǒng)振動、噪聲控制方法（即控制振動噪聲傳遞大的路徑）更具針對性。由圖7還可知，改進左、右懸置Z向（特別是右懸置Z向）剛度可使27Hz處的總聲壓得到很好的控制，盡管右懸置Y向（路徑P5）和后懸置Y向（路徑P8）傳遞聲壓幅值較大，但對總聲壓貢獻不顯著，因為相位夾角接近90°，且路徑P5和P8傳遞聲壓幅值大小接近、相位差接近180°，如果修改此路徑懸置參數(shù)控制聲壓，此路徑懸置參數(shù)須同時修改。

圖7 主要傳聲路徑傳遞聲壓的矢量關(guān)系（頻率點：27Hz）

由圖8可見，頻率27Hz處，總聲壓、路徑 P2，P3，P5，P6和 P8傳遞聲壓水平分別為 64.2，51.9，51.2，60.7，65.6和 60.9dB，總聲壓、路徑 P2和 P3傳遞聲壓水平差別較大（13dB左右），即修改這兩條路徑的懸置參數(shù)對總聲壓改變不顯著。在頻段20-100Hz內(nèi)，路徑傳遞噪聲存在較多峰值，特別是頻率點27，54和81Hz附近，這些頻率點分別對應于發(fā)動機怠速工況下的2階、4階和6階激勵，說明激勵頻譜特性是噪聲峰值的一個成因。

圖8 主要傳聲路徑傳遞聲壓的幅值

由式（9）和測試數(shù)據(jù)，可獲得路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻系數(shù)，見表1。由表可見，路徑P3，P6和P8傳遞聲壓的貢獻系數(shù)為正且值較大，分別為0.176，1.166和0.151；路徑P2和P5傳遞聲壓的貢獻系數(shù)為負且值較大，分別為-0.224和-0.152，路徑P5傳遞聲壓幅值大于路徑P2，但聲壓的負貢獻小于路徑P2。聲壓貢獻不僅與路徑傳遞聲壓的幅值有關(guān)，而且與總聲壓相位間夾角有關(guān)，簡單控制傳遞聲壓幅值大的路徑，不一定能達到較好的噪聲控制效果，有時反而會使總噪聲增加。

表1 路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻系數(shù)（頻率為27Hz，總聲壓幅值p all=3.24×10-2 Pa，相位為209°）

3.2 峰值噪聲成因分析

對于5條主要傳聲路徑，懸置點被動側(cè)到駕駛員右耳的NTF如圖9所示。由圖9可見，在27Hz處周圍，路徑 P2，P3，P5，P6和 P8的 NTF值分別為56.0，47.3，54.4，52.7和 48.5dB，對于乘用車，主要激勵路徑上的NTF目標值不超過55dB，即路徑P2和P5的噪聲傳遞函數(shù)不滿足設(shè)計要求，是導致路徑傳遞聲壓幅值較大的一個原因。

圖9 主要路徑的噪聲傳遞函數(shù)（懸置點- 駕駛員右耳）

懸置被動側(cè)動剛度數(shù)據(jù)如圖10所示。由圖可見，左懸置Y方向（路徑P2）和Z方向（路徑P3）的動剛度在27Hz處較小，分別為2 830和3 420N／mm，動剛度較小表示在相同的動載荷激勵下，結(jié)構(gòu)變形較大，向周圍結(jié)構(gòu)傳遞的振動能量大、噪聲傳遞明顯。懸置是振動傳遞的主要通道，其被動側(cè)動剛度值至少要在5 000N／mm以上，說明左懸置Y向和Z向動剛度不足是導致路徑P2和P3傳遞聲壓幅值較大的一個原因。

圖10 懸置點被動側(cè)對應方向的動剛度

懸置被動側(cè)加速度頻譜如圖11所示，圖中加速度按式（11）計算：

式中a0為參考加速度，取a0=1.0m／s2。由圖11可見：27，54和81Hz周圍均存在共振峰值，分別對應怠速時2，4和6階激勵頻率；27Hz周圍，振動加速度峰值很明顯，分別達到-44.4，-38.2，-44.3，-41.9和-44.4dB，特別是路徑P3和P6。怠速時發(fā)動機2階激勵大是5條路徑傳遞聲壓幅值較大的一個重要原因。

圖11 發(fā)動機怠速時懸置點被動側(cè)的加速度響應幅值

主傳聲路徑峰值噪聲成因的分析結(jié)果匯總見表2。其中，懸置被動側(cè)振動過大的問題，可優(yōu)化懸置對應方向的剛度，減小振動能量傳入車身結(jié)構(gòu)；對傳遞路徑中動剛度不足或NTF值過大問題，可研究路徑對應區(qū)域的構(gòu)件模態(tài)和振動傳遞特性，找到關(guān)鍵的構(gòu)件（桿、梁、板件和襯套等），對其結(jié)構(gòu)進行改進。

表2 5條路徑傳遞聲壓較大的成因匯總

4 結(jié)論

（1）提出了一種多路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的合成方法，并驗證了其合成精度。此方法基于測試的NTF和加速度頻響，導出聲壓- 加速度傳遞函數(shù)，然后測試實際加速度激勵，高精度合成了總聲壓。試驗過程簡單、可行，無須像傳統(tǒng)方法直接測量實際激勵力，或通過測量傳遞函數(shù)求逆矩陣導出激勵力［13，15］。

（2）總聲壓是所有路徑傳遞結(jié)構(gòu)噪聲的頻域疊加，與路徑傳遞聲壓的幅值與相位均有關(guān)。路徑傳遞聲壓對總聲壓的貢獻有正負之分，由路徑傳遞聲壓與總聲壓間的夾角決定。

（3）結(jié)合動剛度曲線、NTF曲線和激勵的加速度頻譜，分析了主要傳聲路徑峰值噪聲的成因，并給出了控制峰值噪聲的措施。