傳遞路徑分析的基本原理及模型

傳遞路徑分析的基本原理及模型

1lms/tpa公車的傳遞路徑分析在汽車的設(shè)計和開發(fā)中，汽車噪聲和振動是評估車輛性能的重要指標之一。車內(nèi)噪聲和振動是由多個激勵通過不同的傳遞路徑抵達目標位置后疊加而成的。雖然目前汽車內(nèi)部噪聲和振動已經(jīng)取得了有效控制,但為了更好地優(yōu)化整車的NVH性能,往往需要研究各個激勵和傳遞路徑的情況,針對其各自貢獻量的大小更有效地采取處理措施。傳遞路徑分析(TPA)方法即是一個行之有效的方法。通過TPA可以找出對車內(nèi)噪聲起主導(dǎo)作用的路徑,通過控制和改進這些路徑以使車內(nèi)噪聲控制在預(yù)定的目標值內(nèi)。LMS/TPA模塊為進行TPA提供了軟件支持,從而能更快更準確地獲得各個路徑的貢獻量。本文的目的在于闡述TPA的基本原理,建立TPA的模型,并借助LMS/TPA模塊進行實際操作,從而將TPA方法應(yīng)用到汽車車內(nèi)噪聲貢獻量的研究中。2車內(nèi)目標點的噪聲聲壓假設(shè)所研究的系統(tǒng)是線性不變的,則車內(nèi)的噪聲聲壓或振動水平等于各激勵源以工作載荷激勵時沿不同路徑傳播到車內(nèi)的能量的疊加,如圖1所示。TPA的目的就是研究能量在各個路徑上的傳播情況。對于車內(nèi)噪聲來說,總體上可以將其分為結(jié)構(gòu)振動噪聲和空氣傳播噪聲兩大類。對于結(jié)構(gòu)振動噪聲來講,激勵源和目標點分屬于兩個不同的系統(tǒng),將激勵源一側(cè)的結(jié)構(gòu)稱為主動方,目標點一側(cè)的結(jié)構(gòu)稱為受動方,而兩者在分界處一般是通過某種耦合元件連接起來的。對于車內(nèi)目標點的結(jié)構(gòu)噪聲,受動方在耦合點處的每一個自由度到目標點均形成一條傳遞路徑。通常只考慮X、Y、Z3個平動自由度而忽略3個旋轉(zhuǎn)自由度。如果已知某一路徑上的頻響函數(shù)和工作載荷,則車內(nèi)某目標位置的結(jié)構(gòu)噪聲聲壓可以表示為各個路徑上產(chǎn)生的分貢獻量的線性相加:式中,PSB為車內(nèi)某目標點結(jié)構(gòu)振動噪聲的總聲壓;PiSB為i路徑上的聲壓貢獻量;為i路徑上的頻響函數(shù),即聲學靈敏度;FiSB為i路徑上的工作輸入,作用在支撐與車身連接處的車身側(cè)結(jié)構(gòu)上。對于空氣噪聲的傳播來講,由于在路徑上不存在耦合點,所以如果有n個輻射聲源,則有n條到達目標點的傳遞路徑,而目標點的總聲壓就等于各個路徑貢獻量的總和。對于空氣噪聲的頻響函數(shù)一般可以采用直接測量的方法。由于一般情況下汽車的噪聲源處空間有限,不易布置揚聲器,所以在測量時可以采取互易法,即將揚聲器放置在車內(nèi)目標點的位置,而將麥克風放在各個輻射聲源處,以此便能測得各條路徑的頻響函數(shù)。3tpa模型的構(gòu)建3.1模式模型的建立在本文中通過逆矩陣法來建立結(jié)構(gòu)噪聲TPA模型。由式(1)可知,若要求得車內(nèi)目標點的結(jié)構(gòu)噪聲總聲壓,就必須先獲得結(jié)構(gòu)噪聲各條路徑的頻響函數(shù)及其工作載荷。由于實際工況中的工作載荷難以測取,故以加速度代之,從而建立以加速度值為輸入量、車內(nèi)目標點聲壓值為輸出量的結(jié)構(gòu)噪聲TPA模型。由系統(tǒng)的運動學方程可得:式中,ai為激勵作用下的加速度;Hij′為激勵力Fj到加速度響應(yīng)ai的頻響函數(shù);Fj為工作載荷;Pn為車內(nèi)目標點聲壓值;Hij″為激勵力到車內(nèi)目標點聲壓值Pi的頻響函數(shù)。由式(2)矩陣求逆可得:綜合式(3)和式(4)可得:通過測得激勵力到加速度響應(yīng)的頻響函數(shù)及激勵力到車內(nèi)目標點聲壓值的頻響函數(shù),并在實際工況下測得懸置車身側(cè)加速度向量后,由式(5)求得各路徑上的聲壓貢獻量,通過合成可得車內(nèi)目標點總聲壓。3.2路徑上聲壓貢獻量的計算在本文中通過直接法來建立空氣噪聲TPA模型。式中,PAB為車內(nèi)某目標點空氣傳播聲的總聲壓;PiAB為i路徑上的聲壓貢獻量;HiAB為i路徑上的頻響函數(shù);FiAB為i路徑上的工作輸入。通過測得各個路徑上的頻響函數(shù),并在實際工況下測得聲源處的近場聲壓向量,由公式(6)求得各路徑上的聲壓貢獻量,通過合成可得車內(nèi)目標點總聲壓。通過將所得的結(jié)構(gòu)噪聲貢獻量與空氣噪聲貢獻量相加,可以得到在實際怠速工況下的車內(nèi)目標點的噪聲總聲壓值,從而建立了一個包括了結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲的TPA模型。4車內(nèi)噪聲試驗本文所研究的對象為某款國產(chǎn)乘用車,因其在怠速情況下車內(nèi)副駕駛座處噪聲量較大,故對其在空擋怠速情況下的副駕駛座右耳處的噪聲貢獻量進行分析。本試驗主要研究該車在0~200Hz低頻內(nèi)的車內(nèi)噪聲情況。試驗在同濟大學汽車學院半消聲室內(nèi)進行。所用傳感器為PCB的加速度傳感器;采集噪聲信號所用的麥克風為G.R.A.S.公司生產(chǎn)的直徑為1/2英寸的ICP壓電式麥克風;HMS人工頭布置在副駕駛員位置;試驗所用數(shù)據(jù)采集設(shè)備為LMS公司的SCADASⅢSC316W信號放大和智能采集系統(tǒng);測試采用LMSTest.lab的TransferPathAnalysis模塊。測試過程中門窗均關(guān)閉。4.1發(fā)動機懸置到目標點的傳遞路徑試驗中,結(jié)構(gòu)噪聲主要關(guān)注發(fā)動機懸置和排氣管吊點的噪聲傳遞。該車有3個發(fā)動機懸置,每個懸置有x、y、z3個方向,即3條傳遞路徑,所以發(fā)動機懸置到目標點總共有3×3=9條傳遞路徑。該車有4個排氣管吊點,本文只關(guān)注每個吊點的z向,所以排氣管吊點到目標點總共有4×1=4條傳遞路徑。對于空氣噪聲來說,主要關(guān)心發(fā)動機前后、左右、上下6個面的噪聲輻射源,所以發(fā)動機到目標點總共有6條傳遞路徑。對于車內(nèi)的目標點而言,由于本試驗旨在分析車內(nèi)副駕駛座處的噪聲貢獻量,故取副駕駛座右耳處作為目標點,并放置麥克風。4.2計算頻響函數(shù)結(jié)構(gòu)噪聲的頻響函數(shù)包括發(fā)動機懸置車身側(cè)加速度到車內(nèi)目標點聲壓值的頻響函數(shù)和排氣管吊點車身側(cè)加速度到車內(nèi)目標點聲壓值的頻響函數(shù)。由于兩者相距較遠,相互影響較小,故不考慮兩者之間的耦合作用,而分別求取各自的頻響函數(shù)。在測量發(fā)動機懸置的頻響函數(shù)時,用力錘在每個懸置點的x、y、z向分別進行激勵,每個點要敲擊多次以進行平均處理。并在每個懸置點車身側(cè)布置兩個3向加速度傳感器,測取各個加速度傳感器和目標點的數(shù)據(jù),從而可以計算出各條路徑的頻響函數(shù)。排氣管吊點只測取z向的頻響函數(shù),具體方法與發(fā)動機懸置測取方法相似。在測取空氣噪聲的頻響函數(shù)時,采用互易法,在目標點處布置揚聲器,在發(fā)動機的6個面處布置麥克風。由于本試驗研究的是0~200Hz范圍內(nèi)的低頻噪聲,故在目標點處選擇放置20~800Hz的低頻聲源。測取各個麥克風的數(shù)據(jù),從而可以計算出各條路徑的頻響函數(shù)。4.3擋怠速工況下的噪聲為了計算得到目標點的聲壓貢獻量,除了要測量頻響函數(shù)以外,還要測量工作載荷。試驗中測取工作載荷時,將該車置于空擋怠速工況下,測取發(fā)動機懸置和排氣管吊點處的加速度信號,用逆矩陣法可得到結(jié)構(gòu)噪聲的工作載荷。由于測量聲源的工作載荷時較常用測量聲源的近場聲壓法,故在空擋怠速工況下測取發(fā)動機的近場聲壓值,可得空氣聲的工作載荷。根據(jù)之前建立的結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲TPA模型,在獲得了所有頻響函數(shù)和工作載荷的數(shù)據(jù)后,即可對目標點的聲壓貢獻量進行合成。5試驗數(shù)據(jù)和分析5.1車內(nèi)噪聲的比較在LMS/TPA模塊中,對發(fā)動機懸置、排氣管吊點和發(fā)動機表面輻射源到車內(nèi)目標點的各條路徑貢獻量進行合成,并與實際測量所得的車內(nèi)目標點的噪聲值進行比較,結(jié)果如圖2所示。比較車內(nèi)合成噪聲和實測噪聲發(fā)現(xiàn),兩者的變化趨勢相同,這驗證了車內(nèi)噪聲傳遞路徑模型及試驗的正確性。誤差產(chǎn)生的原因可能是:a.由于懸置和吊點處結(jié)構(gòu)原因,測點和激勵點不是同一點,而是有一定的距離,從而造成了誤差;b.在進行車內(nèi)噪聲合成時,忽略了結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲之間的關(guān)系,造成了誤差;c.在試驗中只考慮了主要的噪聲傳遞路徑,忽略了其他一些次要的路徑,從而產(chǎn)生了誤差。5.2不同路徑對車載噪聲的影響圖3和圖4為各個路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻譜圖及頻譜圖。從圖3中可以看出,車內(nèi)噪聲在頻率為26.7Hz、53.4Hz、80.1Hz左右有峰值。因為該車的發(fā)動機為四缸發(fā)動機,且怠速時的轉(zhuǎn)速為800r/min,所以可知頻率為26.7Hz是該車發(fā)動機的2階頻率。通過各個路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻量比較(圖5)可知,排氣管吊點4的Z向、發(fā)動機右懸置Z向及發(fā)動機左懸置Y向的貢獻量最大,為主要的傳遞路徑;而發(fā)動機后懸置X向、發(fā)動機左懸置X向及發(fā)動機前表面的貢獻量最小。5.3排氣吊點z向的振動通過對車內(nèi)噪聲貢獻量分析以后,可以對車內(nèi)噪聲主要貢獻量的路徑進行頻響函數(shù)與工作力的分析,由此可以判斷是車身結(jié)構(gòu)的問題還是噪聲源的問題。從圖6和圖7中可知,在頻率為26.7Hz時,排氣管吊點Z向的貢獻量主要是由吊點Z向的工作力所引起的,即發(fā)動機2階頻率時振動所產(chǎn)生的力引起的。發(fā)動機懸置(圖