第53卷 第5期Vol. 53 No. 5
农业装备与车辆工程
AGRICULTURAL EQUIPMENT & VEHICLE ENGINEERING
2015年5月May 2015
doi:10.3969/j.issn.1673-3142.2015.05.014
传递路径分析方法在车内轰鸣声问题上的应用
张栋，康菲
（071000 河北省 保定市 长城汽车股份有限公司技术中心）
[摘要] 传递路径分析（TPA）是一种基于试验工程手段和数据的系统级解决方案，作为一种全面理解振动噪声问题的方法，传递路径分析能够更加全面和系统地对振动和噪声问题进行故障诊断。首先就传递路径分析的若干主流分析方法做简要阐述，随后重点介绍OPAX载荷识别计算方法在传递路径分析的作用，并将其应用于汽车车内轰鸣噪声的排查解决过程中。通过实际工况的测试验证了其有效的排查优化效果。[关键词] 传递路径分析；OPAX；轰鸣噪声
[中图分类号] TB535 [文献标识码] A [文章编号] 1673-3142(2015)05-0059-05
Application of Transfer Path Analysis Method in Car Noise Problem
Zhang Dong，Kang Fei
(Great Wall Motor Co., Ltd. Technology Center, Baoding City, Hebei Province 071000, China)
[Abstract] Transfer path analysis (TPA) is a kind of system level solution based on test engineering and data. As a comprehensive way of understanding vibration noise problem, the method of transfer path analysis can be more comprehensive and systematic in fault diagnosis of vibration and noise problem. Several mainstream analysis methods of transfer path analysis are expounded briefly, and then the role of OPAX load identification method in the transfer path analysis is mainly introduced, and applied in the process of trying to solve vehicle interior noise rumble. And its effective screening optimization effect is verified by tests of actual working condition.
[Key words] transfer path analysis；OPAX；roaring noise
城市SUV车型通常采用大功率扭矩的发动机，后轮驱动形式实现较强的越野通过能力和豪华的舒适性，一直备受众多年轻客户青睐。但如果车内噪声太大，也会给客户带来不舒适感，影响客户对车内外各种声音讯号识别、影音系统享受及驾驶乐趣，容易引起客户抱怨。汽车行驶过程中往往存在多个激励源，它们经不同的传递路径到达目标点，在终点噪声和振动相互叠加。
在汽车众多的激励源中，动力驱动系统始终是作用于车身结构的主要激励源，它通过与车身（车架）的不同安装点经由多个路径在车内形成特定频率的噪声问题。例如动力总成的振动激励力经悬置、排气吊钩等路径传递到车身，驱动系统振动激励力经由传动轴中间支撑、主减速器安装点等路径传递到车身，引起车身某些固有频率的振动响应过大，从而产生噪声问题[1]。
1 传递路径分析基础理论
收稿日期: 2015-03-12 修回日期: 2015-03-30
1.1 传递路径分析的基本原理
LMS公司Test.lab软件中的传递路径贡献量分析是基于激励源—路径—响应的解决方法。所有噪声和振动问题都是始于一个激励源，通过空气传播或结构传播的方式传递到驾驶室内形成乘员可感知的响应信息，并最终体现为振动噪声的现象和问题。通过改变激励源、传递路径或响应中的一个环节或者是改变其中几个因素就可以解决或缓解振动噪声问题。传递路径分析的意义是计算从激励源到响应的每条路径的矢量贡献，路径上各个系统或是零部件的贡献作用就会被识别出来，并通过改变它的性能参数来解决特定的问题[2]。
汽车的振动噪声问题总体上可以分为以下3种情况：
（1） 输入载荷中存在某个频率较大峰值，但结构的传递路径上没有明显的放大，最终的响应中存在与输入载荷中频率一致的振动噪声现象。
（2）输入载荷中无明显的峰值，但结构的
传递路径上存在较多的峰值，最终的响应中存在与结构路径中频率一致的振动噪声现象。
（3）输入载荷中存在某个频率较大峰值，结构的传递路径上也存在较多的峰值，并且在个别的峰值频率和输入载荷的峰值频率一致，在最终的响应中存在较多的振动噪声峰值，并且在输入载荷和结构传递路径共同的峰值点上存在共振现象，这也是最糟糕的一种情况。1.2 传递路径分析基本流程
假设汽车受到m个激励力作用，每一激励力都有x、y、z三个方向的分量，每一个激励力分量都对应这n个特定的传递路径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统的响应分量。在线性系统假设的基础上，这个由结构力输入产生的声压则可以表示为式（1）
Pmnk=∑Hmnk(ω)×Fnk(ω) （1）由式（1）可知，激励力和频响函数是TPA分析的输入量，因此进行TPA分析主要需要以下输入：
（1）工况响应的获取，根据具体车辆存在的振动噪声问题确定工况，并在此问题工况下，测试目标点和各个路径点得响应数据。
（2） 激励力的获取，获取激励力的方法有很多种，主要分为直接测量法、悬置刚度法以及矩阵求逆法和OPAX法[3]。这些方法都有各自的优缺点，结合实际情况使用。
直接测量法，该方法最为简单，直接使用力传感器测试激励点的载荷力大小，这里不再赘述。
悬置刚度法，如果试验过程中已经获得了悬置的动刚度曲线，则可以直接用主被动侧的振动位移关系和悬置的动刚度数据进行载荷计算。
矩阵求逆法，矩阵求逆法是最常用的一种载荷识别方法，最好使用所有的载荷和参考点之间的FRF去计算，它通过被动侧指示点响应乘以传递函数逆矩阵得到载荷力。
OPAX法，是在传递路径基本分析方法的基础上，建立便携的激励源-路径-响应模型，利用工况测试结果，使用刚度的参数化模型的方式和动刚度分段（频率）求取方法，简单和快捷获取载荷力[4]。
(3) 传递路径频响函数的获取，对于结构传递函数，称激励侧为主动方，悬置的车身侧为被动方，结构传函一般指耦合件的被动方到目标点的传递路径函数。
(4) 响应合成，按照源、路径、响应的模型对已获得的激励力和路径频响函数进行合成，计算出系统的响应，并与实际测试响应进行对比，只有合成结果达到一致的准确度，各路径的贡献量分析才有了基础。
(5) 贡献量分析，计算各传递路径的贡献量，并对主要贡献量的传递路径进行激励力和路径传函分析，并依次判断这些主要传递路径中该重点对激励力还是路径进行改进。
2 实例应用
2.1 问题描述
某在研SUV车型（车型信息见表1），各挡位加速过程中在发动机1 500~1 800 r/min区间出现不同程度轰鸣声，主观感受不能接受。以5挡为例说明该问题的排查优化过程，摸底测试数据如图1—图3所示。
表1 车辆信息Tab.1 Vehicle information
车型SUV
发动机前置（纵置）
离合器/变速器
6AT
驱动形式后驱两驱
承载式车身四缸四冲程双质量飞轮+液力变矩器
由图1—图3的数据分析可知，引起该问题的主要激励源为发动机2阶谐次激励力，并伴随有52 Hz左右的轻度共振，由于该车型动力驱动
[***********]525048前排
后排45
1 200 1 400 1 600 1 800 2 000 2 200 2 400 2 600 2 900
声压级/dB(A)
转速/（r/min） 图1 驾驶室噪声总级Fig.1 Cabin noise overall
2 9002 8002 7002 6002 5002 4002 3002 2002 1002 0001 9001 8001 7001 6001 500
57.00
转速/(r/min)
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
30.00
频率/Hz
图2 驾驶室前排噪声colormap图Fig.2 Cab front row noise colormap
声压级/dB(A)
2 9002 8002 7002 6002 5002 4002 3002 2002 1002 0001 9001 8001 7001 6001 500
57.00
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
30.00
频率/Hz
图3 驾驶室后排噪声colormap图
Fig.3 Cab back row noise colormap
系统为前置后驱（FR），传动系贯穿整个车身结构，动力总成2阶激励力的传递路径较多，无法直观判断引起车内轰鸣噪声的各路径贡献比例，故采用振动噪声的传递路径贡献量分析方法。2.2 各传递路径输入参数的获取
在各个与动力驱动系统有关的激励输入点布置振动传感器和麦克风，采集各激励点被动侧到车内目标点传函，和相应的主、被动侧工况数据。激励点主、被动侧和目标点的振动和噪声数据，各测试点命名和对应位置如表2所示。
表2 各测试点命名规则Tab.2 Test point naming rules测点命名L-mount-PR-mount-PB-mount-Pshaft-middle-supportrear-driveraxle-R-Prear-driveraxle-L-P
diaogou1-pdiaogou2-pdiaogou3-pdiaogou4-pdiaogou5-pDREBRLpaiqiEngine REngine FEngine LEngine DEngine Bjinqi
测点位置发动机左悬置被动侧发动机右悬置被动侧发动机后悬置被动侧传动轴中间支撑后主减右侧被动侧后主减左侧被动侧排气第一吊钩被动侧排气第二吊钩被动侧排气第三吊钩被动侧排气第四吊钩被动侧排气第五吊钩被动侧
驾驶员右耳后排右侧左耳排气口发动机右侧发动机前侧发动机左侧发动机下侧发动机前围侧
进气口
声压级/dB(A)
传函为体积声源激励激励点，车内前、后排麦克风采集噪声信号；工况数据为5挡加速状态，工况数据除上述测试点外，另外增加与激励点被动侧相对应的主动侧数据，例如，图4为试验测得的发动机左悬置Z向到驾驶室前排的振声传递函数曲线。
转速/(r/min)
图4 左悬置Z至驾驶室前排振声传函Fig.4 Vibration-noise transfer function of left mount Z to the front of cab
2.3 传递路径贡献量分析
本文采用LMS公司Test.lab数据采集系统，分析软件模块为Transfer Path Analysis，载荷力识别采用OPAX方法。首先，根据软件使用规则输入TPA分析所需的结构传递函数曲线和工况数据，在TPA Model模块中建立TPA分析计算基本模型，将激励点主、被动侧工况数据和激励点到目标点的传递函数关系一一对应，然后进行激励位置载荷力的识别和各传递路径的贡献量分析[5]。2.4 TPA计算结果显示
基于上述贡献量分析模型，在TPA Load模块中进行各激励点的载荷力识别，最后在TPA 模块下显示各个传递路径对于车内噪声目标点的贡献量。图5和图6分别为以驾驶室前排和后排为目标点时，5挡加速工况下，发动机在1 500~1 800 r/min转速段内各个路径的发动机2阶激励贡献量。
65.00
依照表2布置传感器，结构振声传函（结构传递）和声声传函（空气传递）的测试均是在半消声试验室进行，振声传函是力锤激励激励点，声声
1 400 1 600 1 700 1 800 1 900 2 000 2 100 2 200 2 300 2 400 2 500 2 600 2 700 2 900
30.00
转速/(r/min)
图5 前排噪声贡献量分析
Fig.5 Front row noise contribution analysis
声压级/dB(A)
60.00
1 400 1 600 1 700 1 800 1 900 2 000 2 100 2 200 2 300 2 400 2 500 2 600 2 700 2 900
30.00
转速/(r/min)
图6 后排噪声贡献量分析
Fig.6 Back row noise contribution analysis
3 整改措施制定
通过上述排查和分析可知，对于由发动机2阶谐次激励引起的驾驶室低频轰鸣声，其主要贡献路径为排气管口辐射噪声和后主减速器安装位置的振动激励力，需优化整改的零部件也主要是排气系统和主减速器。3.1 排气系统排查及整改
在排气管口布置麦克风，采集从排气管口发出的噪声成分如图7所示。显示排气管口辐射发动机的2阶低频噪声高于设定的目标值，达到了35 dB。由此，我们初步判定，排气系统消声器低频消声能力不足，排气管口辐射出的噪声成分中低频轰鸣声尤其明显。优化方案为增大消声器内部低频腔结构和加长排气尾管，但该方案会影响消声器的部分高频消声能力，经反复测试分析，均衡消声器各项性能。
消声器最终方案确定后，制作新状态样件并在整车上验证，排气管口辐射噪声验证数据如图7所示，低频辐射噪声所占比例明显下降。
转速/(r/min)
2 0001 500
1 100
0 25 50 75 100 125 150 175 2002 5002 0001 5001 100
0 25 50 75 100 125 150 175 200
频率/Hz
转速/(r/min)
频率/Hz
图7 排气管口噪声低频部分colormap图
Fig.7 The exhaust pipe mouth low-frequency noise colormap
声压级/dB
优化后
[1**********]050
声压级/dB
2 500
原状态
[1**********]050
径，通过车内噪声数据、主减速器振动数据和车辆信息可判断，主要有两种原因可能会导致该问题出现：
（1）传动系本身在发动机1 500~1 800 r/min时产生了扭振共振，振动由主减速器传递到车身。但通过车内噪声数据、主减速器振动数据和车辆信息可知，传动系扭振共振发生的可能性比较小，原因为该车型匹配了双质量飞轮和液力变矩器机构，发动机的2阶扭矩波动引起的传动系扭矩波动已经很小了（根据5挡速比计算，由发动机2阶引起的传动轴扭矩波动阶次为1.7阶，图2和图3显示，主减速器1.7阶的能量在1 500~1 800 r/min并不明显）。
（2）发动机的2阶振动经传动轴、主减速器、后副车架传递到车身。而在该路径的传递过程中，某个或某几个零部件发生了共振，从而使主减速器振动增大。通过车内噪声数据（图2和图3，驾驶室前排噪声colormap，52 Hz左右共振带）也可以从另外一个角度证实这个可能的原因。因发动机2阶引起的传动系1.7阶和因传动系动不平衡引起的1.16阶，分别在发动机1 900 r/min和2700 r/min左右也与该部件产生了52 Hz左右的共振。综合以上推断，我们查找与52 Hz共振相关模态频率的部件，传动轴和动力总成的刚体模态频率较低，与共振频率相关性不大。而通过测试发现，主减速器和后副车架两级减振系统的刚体模态频率正好与共振轰鸣声频率吻合，如图8和图9所示。
经验可知，调节主减速器和后副车架系统的橡胶悬置刚度是调整该机构刚体模态频率最为有效的方案，分别验证橡胶悬置刚度降低30%和45%两套样件（两套样件的刚体模态频率均与轰鸣声问题频率错开）。装车验证数据如图10所示，
声压级/dB(A)
3.2 主减速器振动排查及整改
对于由主减速器传递到车身的振动传递路
图8 主减速器和后副车架2级隔振系统模态Fig.8 Two-stage vibration isolation system
modal of main reducer and auxiliary frame
3 0002 8002 600
-28
幅下降，主观感受当前噪声水平可以接受。
[***********]525048
转速/(r/min)
2 4002 2002 0001 8001 6001 400
1 200
10 20 30 40 50 60 70 100 110 120 130 140 150 160
-108
振动/dB
声压级/dB(A)
频率/Hz
图9 主减速器安装点振动colormap图（优化前）
Fig.9 Main reducer installation location vibration colormap (Not optimized)
3 0002 8002 600
-28
45
1 200 1 400 1 600 1 800 2 000 2 200 2 400 2 600 2 800
转速/(r/min)
前排原状态后排原状态前排优化后后排优化后
图11 驾驶室噪声总级（优化前后）
Fig.11 Cabin noise overall
转速/(r/min)
2 4002 2002 0001 8001 6001 4001 250
10 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105 115 125
-108
4 总结
振动/dB
频率/Hz
图10 主减速器安装点振动colormap图（优化后）
Fig.10 Main reducer installation location
vibration colormap (Optimized)
可知悬置刚度降低后，主减速器和后副车架的刚体模态降低，悬置隔振能力提高，后副车架车身安装点振动幅值明显下降，但悬置刚度降低45%后在部分极限工况下主减速器存在轻微干涉撞击现象，故而最终方案为主减速器和后副车架橡胶悬置刚度降低30%。3.3 制定最终优化方案
综合上述排查过程和若干整改方案的讨论结果，最终优化方案为：
（1）通过微调排气系统主消声器内部结构，增强主消声器低频消声能力，以降低排气管口低频噪声辐射。
（2） 通过降低主减速器和后副车架橡胶悬置刚度30%，提高悬置隔振量，以及调整主减速器和后副车架系统刚体模态频率。
上述两套方案优化后的样件装车后，进行实车道路验证，图11为驾驶室前、后排噪声数据，数据显示，最终方案实施后，车内低频轰鸣声大
首先对传递路径贡献量分析（TPA）的基本原理和使用方法做简要阐述，讲明作为一种系统级的噪声振动排查诊断方法，传递路径贡献量分析具有其独特的优势。以上述SUV车型驾驶室噪声问题为例说明，在车辆产生噪声振动问题时激励源较多，且传递路径相互叠加、耦合现象严重。传递路径贡献量分析能够更加全面地识别出主要激励源和相应的传递路径，然后帮助工程师更快地查找问题原因和制定相应的整改方案。通过以上案例我们发现，传递路径贡献量分析方法对于快速全面地诊断车辆NVH问题，缩短车型开发周期有着重要作用。
参考文献
[1] 傅志方，华宏星.模态分析理论与应用[M].上海交大出版社
2000.
[2] 刘东明，项 党，罗清，等. 传递路径分析技术在车内噪声与
振动研究与分析中的应用[J].噪声与振动控制，2007(4)：73-77 .
[3] 翁雪涛，信世堡，朱石坚.利用频率响应函数求外部激励的
试验验证.噪声与振动控制，1999(5)：9-11.
[4] 常辉，刘文强，吴东风. 传递路径分析技术在NVH开发中
的应用[C]. LMS论文集, 2011；
[5] 吴颖熹，周金宏，王二兵. 工况传递路径（OPA）与经典传递
路径分析（TPA）方法比较[C].LMS论文集, 2011.作者简介 张栋(1986— ），男，助理工程师，主要研究方向：车辆噪声振动（NVH）性能开发，包括车型开发前期整车及系统级NVH目标值制定，车型后期的NVH问题优化整改。E-mail：[email protected]
第53卷 第5期Vol. 53 No. 5
农业装备与车辆工程
AGRICULTURAL EQUIPMENT & VEHICLE ENGINEERING
2015年5月May 2015
doi:10.3969/j.issn.1673-3142.2015.05.014
传递路径分析方法在车内轰鸣声问题上的应用
张栋，康菲
（071000 河北省 保定市 长城汽车股份有限公司技术中心）
[摘要] 传递路径分析（TPA）是一种基于试验工程手段和数据的系统级解决方案，作为一种全面理解振动噪声问题的方法，传递路径分析能够更加全面和系统地对振动和噪声问题进行故障诊断。首先就传递路径分析的若干主流分析方法做简要阐述，随后重点介绍OPAX载荷识别计算方法在传递路径分析的作用，并将其应用于汽车车内轰鸣噪声的排查解决过程中。通过实际工况的测试验证了其有效的排查优化效果。[关键词] 传递路径分析；OPAX；轰鸣噪声
[中图分类号] TB535 [文献标识码] A [文章编号] 1673-3142(2015)05-0059-05
Application of Transfer Path Analysis Method in Car Noise Problem
Zhang Dong，Kang Fei
(Great Wall Motor Co., Ltd. Technology Center, Baoding City, Hebei Province 071000, China)
[Abstract] Transfer path analysis (TPA) is a kind of system level solution based on test engineering and data. As a comprehensive way of understanding vibration noise problem, the method of transfer path analysis can be more comprehensive and systematic in fault diagnosis of vibration and noise problem. Several mainstream analysis methods of transfer path analysis are expounded briefly, and then the role of OPAX load identification method in the transfer path analysis is mainly introduced, and applied in the process of trying to solve vehicle interior noise rumble. And its effective screening optimization effect is verified by tests of actual working condition.
[Key words] transfer path analysis；OPAX；roaring noise
城市SUV车型通常采用大功率扭矩的发动机，后轮驱动形式实现较强的越野通过能力和豪华的舒适性，一直备受众多年轻客户青睐。但如果车内噪声太大，也会给客户带来不舒适感，影响客户对车内外各种声音讯号识别、影音系统享受及驾驶乐趣，容易引起客户抱怨。汽车行驶过程中往往存在多个激励源，它们经不同的传递路径到达目标点，在终点噪声和振动相互叠加。
在汽车众多的激励源中，动力驱动系统始终是作用于车身结构的主要激励源，它通过与车身（车架）的不同安装点经由多个路径在车内形成特定频率的噪声问题。例如动力总成的振动激励力经悬置、排气吊钩等路径传递到车身，驱动系统振动激励力经由传动轴中间支撑、主减速器安装点等路径传递到车身，引起车身某些固有频率的振动响应过大，从而产生噪声问题[1]。
1 传递路径分析基础理论
收稿日期: 2015-03-12 修回日期: 2015-03-30
1.1 传递路径分析的基本原理
LMS公司Test.lab软件中的传递路径贡献量分析是基于激励源—路径—响应的解决方法。所有噪声和振动问题都是始于一个激励源，通过空气传播或结构传播的方式传递到驾驶室内形成乘员可感知的响应信息，并最终体现为振动噪声的现象和问题。通过改变激励源、传递路径或响应中的一个环节或者是改变其中几个因素就可以解决或缓解振动噪声问题。传递路径分析的意义是计算从激励源到响应的每条路径的矢量贡献，路径上各个系统或是零部件的贡献作用就会被识别出来，并通过改变它的性能参数来解决特定的问题[2]。
汽车的振动噪声问题总体上可以分为以下3种情况：
（1） 输入载荷中存在某个频率较大峰值，但结构的传递路径上没有明显的放大，最终的响应中存在与输入载荷中频率一致的振动噪声现象。
（2）输入载荷中无明显的峰值，但结构的
传递路径上存在较多的峰值，最终的响应中存在与结构路径中频率一致的振动噪声现象。
（3）输入载荷中存在某个频率较大峰值，结构的传递路径上也存在较多的峰值，并且在个别的峰值频率和输入载荷的峰值频率一致，在最终的响应中存在较多的振动噪声峰值，并且在输入载荷和结构传递路径共同的峰值点上存在共振现象，这也是最糟糕的一种情况。1.2 传递路径分析基本流程
假设汽车受到m个激励力作用，每一激励力都有x、y、z三个方向的分量，每一个激励力分量都对应这n个特定的传递路径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统的响应分量。在线性系统假设的基础上，这个由结构力输入产生的声压则可以表示为式（1）
Pmnk=∑Hmnk(ω)×Fnk(ω) （1）由式（1）可知，激励力和频响函数是TPA分析的输入量，因此进行TPA分析主要需要以下输入：
（1）工况响应的获取，根据具体车辆存在的振动噪声问题确定工况，并在此问题工况下，测试目标点和各个路径点得响应数据。
（2） 激励力的获取，获取激励力的方法有很多种，主要分为直接测量法、悬置刚度法以及矩阵求逆法和OPAX法[3]。这些方法都有各自的优缺点，结合实际情况使用。
直接测量法，该方法最为简单，直接使用力传感器测试激励点的载荷力大小，这里不再赘述。
悬置刚度法，如果试验过程中已经获得了悬置的动刚度曲线，则可以直接用主被动侧的振动位移关系和悬置的动刚度数据进行载荷计算。
矩阵求逆法，矩阵求逆法是最常用的一种载荷识别方法，最好使用所有的载荷和参考点之间的FRF去计算，它通过被动侧指示点响应乘以传递函数逆矩阵得到载荷力。
OPAX法，是在传递路径基本分析方法的基础上，建立便携的激励源-路径-响应模型，利用工况测试结果，使用刚度的参数化模型的方式和动刚度分段（频率）求取方法，简单和快捷获取载荷力[4]。
(3) 传递路径频响函数的获取，对于结构传递函数，称激励侧为主动方，悬置的车身侧为被动方，结构传函一般指耦合件的被动方到目标点的传递路径函数。
(4) 响应合成，按照源、路径、响应的模型对已获得的激励力和路径频响函数进行合成，计算出系统的响应，并与实际测试响应进行对比，只有合成结果达到一致的准确度，各路径的贡献量分析才有了基础。
(5) 贡献量分析，计算各传递路径的贡献量，并对主要贡献量的传递路径进行激励力和路径传函分析，并依次判断这些主要传递路径中该重点对激励力还是路径进行改进。
2 实例应用
2.1 问题描述
某在研SUV车型（车型信息见表1），各挡位加速过程中在发动机1 500~1 800 r/min区间出现不同程度轰鸣声，主观感受不能接受。以5挡为例说明该问题的排查优化过程，摸底测试数据如图1—图3所示。
表1 车辆信息Tab.1 Vehicle information
车型SUV
发动机前置（纵置）
离合器/变速器
6AT
驱动形式后驱两驱
承载式车身四缸四冲程双质量飞轮+液力变矩器
由图1—图3的数据分析可知，引起该问题的主要激励源为发动机2阶谐次激励力，并伴随有52 Hz左右的轻度共振，由于该车型动力驱动
[***********]525048前排
后排45
1 200 1 400 1 600 1 800 2 000 2 200 2 400 2 600 2 900
声压级/dB(A)
转速/（r/min） 图1 驾驶室噪声总级Fig.1 Cabin noise overall
2 9002 8002 7002 6002 5002 4002 3002 2002 1002 0001 9001 8001 7001 6001 500
57.00
转速/(r/min)
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
30.00
频率/Hz
图2 驾驶室前排噪声colormap图Fig.2 Cab front row noise colormap
声压级/dB(A)
2 9002 8002 7002 6002 5002 4002 3002 2002 1002 0001 9001 8001 7001 6001 500
57.00
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
30.00
频率/Hz
图3 驾驶室后排噪声colormap图
Fig.3 Cab back row noise colormap
系统为前置后驱（FR），传动系贯穿整个车身结构，动力总成2阶激励力的传递路径较多，无法直观判断引起车内轰鸣噪声的各路径贡献比例，故采用振动噪声的传递路径贡献量分析方法。2.2 各传递路径输入参数的获取
在各个与动力驱动系统有关的激励输入点布置振动传感器和麦克风，采集各激励点被动侧到车内目标点传函，和相应的主、被动侧工况数据。激励点主、被动侧和目标点的振动和噪声数据，各测试点命名和对应位置如表2所示。
表2 各测试点命名规则Tab.2 Test point naming rules测点命名L-mount-PR-mount-PB-mount-Pshaft-middle-supportrear-driveraxle-R-Prear-driveraxle-L-P
diaogou1-pdiaogou2-pdiaogou3-pdiaogou4-pdiaogou5-pDREBRLpaiqiEngine REngine FEngine LEngine DEngine Bjinqi
测点位置发动机左悬置被动侧发动机右悬置被动侧发动机后悬置被动侧传动轴中间支撑后主减右侧被动侧后主减左侧被动侧排气第一吊钩被动侧排气第二吊钩被动侧排气第三吊钩被动侧排气第四吊钩被动侧排气第五吊钩被动侧
驾驶员右耳后排右侧左耳排气口发动机右侧发动机前侧发动机左侧发动机下侧发动机前围侧
进气口
声压级/dB(A)
传函为体积声源激励激励点，车内前、后排麦克风采集噪声信号；工况数据为5挡加速状态，工况数据除上述测试点外，另外增加与激励点被动侧相对应的主动侧数据，例如，图4为试验测得的发动机左悬置Z向到驾驶室前排的振声传递函数曲线。
转速/(r/min)
图4 左悬置Z至驾驶室前排振声传函Fig.4 Vibration-noise transfer function of left mount Z to the front of cab
2.3 传递路径贡献量分析
本文采用LMS公司Test.lab数据采集系统，分析软件模块为Transfer Path Analysis，载荷力识别采用OPAX方法。首先，根据软件使用规则输入TPA分析所需的结构传递函数曲线和工况数据，在TPA Model模块中建立TPA分析计算基本模型，将激励点主、被动侧工况数据和激励点到目标点的传递函数关系一一对应，然后进行激励位置载荷力的识别和各传递路径的贡献量分析[5]。2.4 TPA计算结果显示
基于上述贡献量分析模型，在TPA Load模块中进行各激励点的载荷力识别，最后在TPA 模块下显示各个传递路径对于车内噪声目标点的贡献量。图5和图6分别为以驾驶室前排和后排为目标点时，5挡加速工况下，发动机在1 500~1 800 r/min转速段内各个路径的发动机2阶激励贡献量。
65.00
依照表2布置传感器，结构振声传函（结构传递）和声声传函（空气传递）的测试均是在半消声试验室进行，振声传函是力锤激励激励点，声声
1 400 1 600 1 700 1 800 1 900 2 000 2 100 2 200 2 300 2 400 2 500 2 600 2 700 2 900
30.00
转速/(r/min)
图5 前排噪声贡献量分析
Fig.5 Front row noise contribution analysis
声压级/dB(A)
60.00
1 400 1 600 1 700 1 800 1 900 2 000 2 100 2 200 2 300 2 400 2 500 2 600 2 700 2 900
30.00
转速/(r/min)
图6 后排噪声贡献量分析
Fig.6 Back row noise contribution analysis
3 整改措施制定
通过上述排查和分析可知，对于由发动机2阶谐次激励引起的驾驶室低频轰鸣声，其主要贡献路径为排气管口辐射噪声和后主减速器安装位置的振动激励力，需优化整改的零部件也主要是排气系统和主减速器。3.1 排气系统排查及整改
在排气管口布置麦克风，采集从排气管口发出的噪声成分如图7所示。显示排气管口辐射发动机的2阶低频噪声高于设定的目标值，达到了35 dB。由此，我们初步判定，排气系统消声器低频消声能力不足，排气管口辐射出的噪声成分中低频轰鸣声尤其明显。优化方案为增大消声器内部低频腔结构和加长排气尾管，但该方案会影响消声器的部分高频消声能力，经反复测试分析，均衡消声器各项性能。
消声器最终方案确定后，制作新状态样件并在整车上验证，排气管口辐射噪声验证数据如图7所示，低频辐射噪声所占比例明显下降。
转速/(r/min)
2 0001 500
1 100
0 25 50 75 100 125 150 175 2002 5002 0001 5001 100
0 25 50 75 100 125 150 175 200
频率/Hz
转速/(r/min)
频率/Hz
图7 排气管口噪声低频部分colormap图
Fig.7 The exhaust pipe mouth low-frequency noise colormap
声压级/dB
优化后
[1**********]050
声压级/dB
2 500
原状态
[1**********]050
径，通过车内噪声数据、主减速器振动数据和车辆信息可判断，主要有两种原因可能会导致该问题出现：
（1）传动系本身在发动机1 500~1 800 r/min时产生了扭振共振，振动由主减速器传递到车身。但通过车内噪声数据、主减速器振动数据和车辆信息可知，传动系扭振共振发生的可能性比较小，原因为该车型匹配了双质量飞轮和液力变矩器机构，发动机的2阶扭矩波动引起的传动系扭矩波动已经很小了（根据5挡速比计算，由发动机2阶引起的传动轴扭矩波动阶次为1.7阶，图2和图3显示，主减速器1.7阶的能量在1 500~1 800 r/min并不明显）。
（2）发动机的2阶振动经传动轴、主减速器、后副车架传递到车身。而在该路径的传递过程中，某个或某几个零部件发生了共振，从而使主减速器振动增大。通过车内噪声数据（图2和图3，驾驶室前排噪声colormap，52 Hz左右共振带）也可以从另外一个角度证实这个可能的原因。因发动机2阶引起的传动系1.7阶和因传动系动不平衡引起的1.16阶，分别在发动机1 900 r/min和2700 r/min左右也与该部件产生了52 Hz左右的共振。综合以上推断，我们查找与52 Hz共振相关模态频率的部件，传动轴和动力总成的刚体模态频率较低，与共振频率相关性不大。而通过测试发现，主减速器和后副车架两级减振系统的刚体模态频率正好与共振轰鸣声频率吻合，如图8和图9所示。
经验可知，调节主减速器和后副车架系统的橡胶悬置刚度是调整该机构刚体模态频率最为有效的方案，分别验证橡胶悬置刚度降低30%和45%两套样件（两套样件的刚体模态频率均与轰鸣声问题频率错开）。装车验证数据如图10所示，
声压级/dB(A)
3.2 主减速器振动排查及整改
对于由主减速器传递到车身的振动传递路
图8 主减速器和后副车架2级隔振系统模态Fig.8 Two-stage vibration isolation system
modal of main reducer and auxiliary frame
3 0002 8002 600
-28
幅下降，主观感受当前噪声水平可以接受。
[***********]525048
转速/(r/min)
2 4002 2002 0001 8001 6001 400
1 200
10 20 30 40 50 60 70 100 110 120 130 140 150 160
-108
振动/dB
声压级/dB(A)
频率/Hz
图9 主减速器安装点振动colormap图（优化前）
Fig.9 Main reducer installation location vibration colormap (Not optimized)
3 0002 8002 600
-28
45
1 200 1 400 1 600 1 800 2 000 2 200 2 400 2 600 2 800
转速/(r/min)
前排原状态后排原状态前排优化后后排优化后
图11 驾驶室噪声总级（优化前后）
Fig.11 Cabin noise overall
转速/(r/min)
2 4002 2002 0001 8001 6001 4001 250
10 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105 115 125
-108
4 总结
振动/dB
频率/Hz
图10 主减速器安装点振动colormap图（优化后）
Fig.10 Main reducer installation location
vibration colormap (Optimized)
可知悬置刚度降低后，主减速器和后副车架的刚体模态降低，悬置隔振能力提高，后副车架车身安装点振动幅值明显下降，但悬置刚度降低45%后在部分极限工况下主减速器存在轻微干涉撞击现象，故而最终方案为主减速器和后副车架橡胶悬置刚度降低30%。3.3 制定最终优化方案
综合上述排查过程和若干整改方案的讨论结果，最终优化方案为：
（1）通过微调排气系统主消声器内部结构，增强主消声器低频消声能力，以降低排气管口低频噪声辐射。
（2） 通过降低主减速器和后副车架橡胶悬置刚度30%，提高悬置隔振量，以及调整主减速器和后副车架系统刚体模态频率。
上述两套方案优化后的样件装车后，进行实车道路验证，图11为驾驶室前、后排噪声数据，数据显示，最终方案实施后，车内低频轰鸣声大
首先对传递路径贡献量分析（TPA）的基本原理和使用方法做简要阐述，讲明作为一种系统级的噪声振动排查诊断方法，传递路径贡献量分析具有其独特的优势。以上述SUV车型驾驶室噪声问题为例说明，在车辆产生噪声振动问题时激励源较多，且传递路径相互叠加、耦合现象严重。传递路径贡献量分析能够更加全面地识别出主要激励源和相应的传递路径，然后帮助工程师更快地查找问题原因和制定相应的整改方案。通过以上案例我们发现，传递路径贡献量分析方法对于快速全面地诊断车辆NVH问题，缩短车型开发周期有着重要作用。
参考文献
[1] 傅志方，华宏星.模态分析理论与应用[M].上海交大出版社
2000.
[2] 刘东明，项 党，罗清，等. 传递路径分析技术在车内噪声与
振动研究与分析中的应用[J].噪声与振动控制，2007(4)：73-77 .
[3] 翁雪涛，信世堡，朱石坚.利用频率响应函数求外部激励的
试验验证.噪声与振动控制，1999(5)：9-11.
[4] 常辉，刘文强，吴东风. 传递路径分析技术在NVH开发中
的应用[C]. LMS论文集, 2011；
[5] 吴颖熹，周金宏，王二兵. 工况传递路径（OPA）与经典传递
路径分析（TPA）方法比较[C].LMS论文集, 2011.作者简介 张栋(1986— ），男，助理工程师，主要研究方向：车辆噪声振动（NVH）性能开发，包括车型开发前期整车及系统级NVH目标值制定，车型后期的NVH问题优化整改。E-mail：[email protected]