徐爽 周鋐 王二兵

（同济大学新能源汽车工程中心）

怠速工况下车内结构噪声传递路径分析与控制研究

徐爽 周鋐 王二兵

（同济大学新能源汽车工程中心）

以控制怠速工况下车内结构噪声为研究目标，采用子结构模态综合法和边界元法建立基于试验仿真数据的传递路径分析模型，分析怠速工况下驾驶员右耳位置20～100Hz频率范围内各路径的激励力及声学灵敏度，计算各路径结构噪声贡献情况。通过对发动机右悬置车身侧支架进行结构改进、提高其1阶固有频率，使怠速工况下目标响应点主要峰值频率最大降幅为3.72dB，整体噪声水平下降2.50dB。

1 前言

车内振动噪声是由多个激励经过多条不同的传递路径到达目标点叠加而成。传递路径分析（Transfer Path Analysis，TPA）是有效诊断和优化振动噪声的方法，可通过试验方法建立振动源或声源—传递路径—响应点模型，计算各条路径所传递能量在整个问题中所占的比例，找出对噪声和振动起主导作用的路径，进而控制和改进这些路径以使噪声和振动控制在预定的目标值内[1]。在此基础上，本文提出一种基于试验仿真混合模型的传递路径分析方法，综合结构动力学模型和车内空腔声学边界元模型，建立整车声固耦合模型，利用此模型对各条结构途径进行贡献量分析，进而有针对性地对整车声振特性进行优化设计。

2 噪声传递路径基本理论

2.1 传递路径分析

汽车内部噪声主要有结构路径传递噪声和空气路径传播噪声两种。在结构传递噪声情况下，激励源和目标点分别属于两个不同的系统，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，一般两者在耦合点处（分界处）通过某种耦合元件连接起来，具体可表现为发动机、底盘部件在车身上的支撑、铰链及橡胶轴套等[2]。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，z 3个平动自由度而忽略3个旋转自由度。

假设一辆汽车在M个耦合点处受激励力作用，每一个耦合点处均考虑x，y，z 3个自由度，则共有N=3M条路径。对于某单一激励源，若已知某一传递路径i上的声传递函数（频响函数）和耦合激励力，则该路径对目标点噪声的贡献量可表示为:

式中，Hi（ω）是声传递函数；Fi（ω）是激励力的频谱。

在线性系统的假设基础上，总响应可认为是各传递路径贡献量的线性叠加:

在式（1）中，激励力若直接作用在车身上，所对应的传递函数即是车身传递函数。本文分析路径贡献时，激励力是由逆矩阵法得到的直接作用在车身上的力载荷，而各激励力到目标点的传递函数基于整车的声固耦合模型计算得到。通过式（1）和式（2）即可计算各路径对车内声压总响应的贡献情况。2.2子结构模态综合

子结构模态综合技术首先分析每个子结构的动力特性，并保留主要的模态信息，然后根据各子结构间的连接特性，将其综合成整体结构的动力特性[3，4]。即用分析较少自由度的整体结构，使大型复杂结构整体动力特性问题得以解决，同时保证了足够的精度。

子结构模态综合法的基本步骤如下:

首先根据关心的问题规模选择适当的边界将整个系统或结构分割成若干子结构，外部自由度应包含边界点、内部受载点和相应点的信息。

然后建立子结构模型，求解各子结构动态特性，由第一次坐标变换实现坐标或模态的缩减:

式中，X表示子结构的物理坐标；H表示假设的模态矩阵；M代表部件的模态坐标。

要求模态数目保证模态截断后动态响应计算的正确性，模态频率值应高于所关心的动态响应最高频率的1～2倍。

再根据力平衡条件和界面位移连续条件建立降阶的总体结构运动方程，求解系统方程，实现M和系统广义坐标P的转换:

最后进行子结构的再现，恢复各子结构内部自由度。从坐标P，通过两次坐标变换，求得物理坐标X的解，进而获取实际结构的动态响应，如主振型等。

3 怠速工况车内噪声水平测试

怠速工况下，忽略风阻后，车内噪声源激励主要体现为发动机及进排气系统:发动机振动通过悬置传递到车身引起的车内噪声、发动机表面辐射到车内的噪声；排气系统通过结构路径传递振动引起的车内噪声、排气气流及排气管表面辐射到车内的噪声；进气系统薄板结构机械振动辐射出的噪声和周期性进气压力脉动引起的噪声。

本文以某微型车为研究对象，对其进行噪声水平测试。试验在半消声室进行，目标车辆以怠速工况稳定运转（发动机转速约806 r/min），在20～100 Hz范围内对驾驶员右耳位置噪声信号进行测试并记录。对噪声信号进行A计权处理，测试结果如图1所示。从图1中可以看出，车内噪声的峰值频率主要分布在27 Hz、54 Hz、81 Hz附近，与四缸发动机怠速工况下的2阶、4阶、8阶频率相对应，因而可以初步确定主要噪声源为发动机振动传递到车内引起的噪声，即结构传递噪声。找出主要激励源的主要传递路径并对其进行优化处理，便可对车内目标点噪声水平进行有效控制。

4 整车声固耦合模型的建立

建立试验仿真混合模型分为两个步骤:第一步建立基于试验仿真的结构动力学模型，为车内空腔声学响应与噪声传递路径的分析提供边界条件，即车身板件的振动响应；第二步建立车身空腔声学边界元模型，结合第一步的结构动力学模型建立整车声固耦合模型，以此来对车内目标点噪声传递路径进行分析。

4.1 整车结构动力学模型建立

采用子结构模态综合法建立整车结构动力学模型。子结构模态法要求将整车结构划分为若干子结构，对子结构进行试验模态分析或有限元模态分析，获取其特性参数并建立结构模型，选择合适的连接方式将子结构连接成一个整体结构进行研究，可以将整车自由度有效缩小[5]，便于分析。

首先根据研究对象的实际结构，将车身合理划分成8个车窗、后盖、4个车门以及白车身等子结构。在此次模态综合中，后盖、车门以及白车身通过试验方法获得模态信息；车窗通过有限元仿真方法获得模态信息；而发动机、前桥、后桥、轮胎等其他部件的影响，体现在实车工况作用在车身的激励载荷中。

选择动刚度作为车门与车身以及车门与车窗之间的连接方式，以试验方法获取各关键点的动刚度。动刚度试验系统主要由PCB公司的ICP型加速度传感器和力锤、LMS公司的SCADAS316数据采集系统及LMS Test Lab数据记录分析系统组成。测量连接点动刚度时，连接点的一端通过力锤激励，响应点布置在连接点的另一端，采集激励点的力信号和响应点的加速度信号，得到系统的传递函数，动刚度是传递函数的倒数，数据处理系统通过对加速度信号积分得到位移信号，将动刚度最终以力/位移的形式输出。

结构相近或相同时其动刚度参数也非常接近，如左、右两侧中门结构完全一致，则一侧中门连接点的动刚度数据就可以应用于对应侧连接点，可减少试验工作强度和数据量。得到相应的动刚度文件后，结合前面所获取各子结构模态文件，便可进行各子结构模态综合。所建立的结构动力学模型如图2所示。

怠速工况时，车内激励主要分布于发动机悬置和排气管吊耳位置。为了验证模型的正确性，先通过逆矩阵法获得实车工况下作用在车身被动侧的激励力，将其施加于所建立的结构动力学模型，得到基于模态强迫响应的车身板件振动加速度；同时，在车内后排地板上布置了加速度传感器进行实车测试，将仿真值与试验值对比（图3）可以看出，二者振动水平大体相同，峰值频率比较吻合，验证了所建立模型的可靠性，可以用来进行下一步声振耦合模型的创建。

4.2 整车声固耦合模型建立

声学模型采用边界元方法建立。车室是由车身、车门和车窗包围的封闭空间，在已建立的车身结构模型基础上，利用LMS Virtual.Lab软件得到一个封闭的有限元车腔模型，进一步用Hypermesh软件处理得到车腔边界元模型。对边界元模型来说通常应当满足在最小波长内有6个单元，即最大单元的边长要小于计算频率最短波长的1/6[6]。同时考虑座椅在空腔中的影响，使用Hypermsh建立座椅简化模型，并对座椅模型划分网格，座椅网格主要由QUAD4组成，最大尺寸为80mm。

通过模态综合建立的结构动力学模型可以求解结构振动速度，此时振动速度在结构网格上并不在声学网格上，通过数据映射转移计算将结构网格上振动速度转移到边界元网格上，才能够计算车身振动引起的车内声场问题[7]。具体为首先将整车结构动力学模型的模态结果通过映射关系，映射到中间简化结构模型上；其次建立简化结构模型与车室整体声学边界元模型之间的映射关系，最终建立整车声固耦合模型，如图4所示。

5 整车噪声传递路径分析

实践表明，怠速工况下车内低频噪声主要由结构传递这一途径造成，而在较高的频带内则以空气传播为主。由于本文分析频段为20～100 Hz的低频噪声，结合前述实车噪声水平测试结果，同时考虑排气管振动的影响，分析路径贡献时主要考虑的传递路径有:3个发动机悬置考虑了x、y、z 3个方向，4个排气吊耳只考虑了z方向，共计有7个输入点、13条传递路径，如图5所示。

以车内驾驶员右耳为目标点，分析了20～100 Hz频率范围内结构声的贡献情况。在各激励点施加单位力输入，通过声固耦合模型计算，即可得到各激励力到目标点的传递函数，结合通过逆矩阵法得到的激励力载荷，便可计算各条结构途径对车内目标位置噪声的贡献大小。为验证该模型用于传递路径分析的准确性，将上述所有路径总贡献量的合成值与试验值进行对比，如图6所示。可以看出，合成的目标位置噪声响应与试验值频域变化趋势大致相同，主要峰值都能一一对应，且在分析频域内拟合值整体上略小于试验值，这主要是由于忽略了发动机表面辐射、排气噪声辐射及进气噪声辐射等因素的影响。在怠速工况下，这些因素对车内20～100Hz低频噪声影响较小，且由结构路径合成的结果基本能够再现该频段内的车内噪声水平，因而所建立的声固耦合模型较为可靠，用于传递路径分析具有一定的准确性。

路径贡献的正负取决于各路径贡献分量与总体目标之间的相位差，图7为分析得到的13条路径贡献云图。

从图7中可知，右悬置x方向、右悬置z方向和排气吊耳3、4路径对整体噪声水平贡献较大，与怠速工况发动机2阶频率对应的27 Hz尤为明显；左悬置x方向和后悬置x方向这两条路径的贡献在整个频带内都较小。由此证明，在20～100 Hz频带范围内，车内噪声能量主要由发动机右悬置x方向和z方向贡献。

图8显示了怠速工况下27 Hz、54 Hz及81 Hz 3个主要峰值频率的贡献情况。可以看出，在20～100 Hz内的主要峰值频率下，主要噪声贡献路径为发动机右悬置x方向和z方向。

根据结构声传递路径分析的基本理论，激励力和声学灵敏度两者中任何一个过高均可能引起较大的贡献[8]。图9和图10为主要贡献路径激励力、灵敏度随频谱变化趋势，其中，激励力和灵敏度都取对数表示。由图可知，在20～100 Hz频段中右悬置3个方向的激励力都比较大，其次左悬置y方向的激励力也比较大，第3个和第4个吊耳的激励力比较大；比较各悬置和吊耳的传递函数，各条发动机悬置和排气管吊耳路径的声学灵敏度处于同一数量级，并且在分析频带范围内，各悬置z方向传递函数稍大于其他两个方向。

综上所述，发动机右悬置x方向和z方向贡献量突出的主要原因是其传递到车身的激励力载荷过大，从而辐射出较大的车内噪声。在悬置隔振率等参数满足一定要求后，传递到车身的力载荷主要与发动机悬置处相关支架有关，因而需要对发动机右悬置支架进行结构改进。

6 结构改进

由于发动机侧支架与发动机和橡胶悬置集成在一起，单独分析比较困难，因此本文分析重点为右悬置车身侧的支架。通常遵循两个标准，一个是支架刚度应是悬置元件刚度的6～10倍甚至以上，另一个是支架的第1阶固有频率须大于500 Hz。采用试验模态方法来识别支架的第1阶固有频率以评价其刚度是否满足要求，发现其1阶模态频率在200 Hz左右，明显小于500 Hz，说明该支架刚度不足。对支架进行刚度加强（图11）可知，改进后支架第1阶模态频率为515.151 Hz，满足刚度要求。

怠速工况下，对支架改进后的样车重新进行噪声振动测试，将驾驶员右耳噪声信号经分析处理后与支架改进前的车内噪声进行了对比，结果如图12所示。可以看出，在20～100 Hz频率范围内，发动机右悬置支架改进后车内噪声得到改善:在27 Hz附近有很大改善，声压峰值从40.57 dB（A）降低到36.85 dB（A）；在54Hz附近，声压峰值从41.92dB（A）降到38.76dB（A）；整个20～100Hz频率范围内的声压水平从45.96 dB（A）降到43.46 dB（A）。

7 结束语

a.在处理整车结构动力学问题时，子结构模态综合法可以有效降低结构自由度、处理结构低频问题。

b.通过对发动机悬置车身侧支架的结构优化可以有效降低目标点的噪声水平。经实车验证，发动机怠速工况下，驾驶员右耳声压在27 Hz、54 Hz峰值频率处有了明显降低。同时，分析中发现，排气管吊耳z方向在27 Hz和54 Hz对车内噪声贡献量也很大，有待进一步研究。

1庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动——理论与应用.北京:北京理工大学出版社，2006.

2赵彤航.基于传递路径分析的汽车车内噪声识别与控制:［学位论文］.长春:吉林大学，2008.

3丁平，顾彦.子结构模态综合在汽车振动噪声分析的应用.上海汽车，2007，11.

4殷学纲，陈淮.结构振动分析的子结构方法.北京:中国铁道大学出版社，1991.

5B.Biondi，G.Muscolino.Component-mode synthesis methodforcoupledcontinuousandFEdiscretized substructures.Engineering Structures，2003，25（4）:419～433.

6靳晓雄，张立军.汽车噪声的预测与控制.上海:同济大学出版社，2004.

7李增刚，詹福良.声学仿真计算高级应用实例.北京:国防工业出版社，2010.

8慕乐，周鋐.基于传递路径分析的怠速工况下转向盘振动路径识别及改进.汽车技术，2011（4）:15～17.

（责任编辑帘青）

修改稿收到日期为2014年10月1日。

Study on Transfer Path Analysis and Control of Automotive Interior Structure-Borne Noise in Idle Condition

Xu Shuang，Zhou Hong，Wang Erbing
（Clear Energy Automobile Engineering Center，Tongji University）

In order to control the interior structure-borne noise in idle condition，we establish the transfer path analysis model based on test and simulation data using substructure modal synthesis technology and boundary element method，analyze the structure-borne noise contribution to the driver-right-ear position in the range 20～100Hz in idling condition considering the excitation force of each path and the acoustic sensitivity.Through optimizing the structure of vehicle body side bracket in the right engine mounting position，the bracket's first-order natural frequency is improved，and the main peak frequency of target response in idling condition is decreased by 3.72 dB，and the overall noise level decreased by 2.50 dB.

structure-borne noise，Transfer path analysis，Test-simulation hybrid model，Modal synthesis of substructure

结构噪声传递路径分析试验仿真混合模型子结构模态综合

U461.4

A

1000-3703（2014）12-0022-06