OTPA结合声场分析在路噪开发中的应用
摘要：针对纯电动汽车低频路噪问题，提出将工况传递路径0TPA(Operational Transfer Path Analysis)与声场分析相结合的识别和控制方法。针对某款纯电动汽车25 Hz～32 Hz频带低频路噪问题，通过OTPA分析确定尾门是车内低频声的主要贡献路径；通过车内声场分析车内低频声分布的特点，确定尾门和上车体顶棚与车身的相对振动在车内产生低频驻波；对尾门的安装约束状态进行优化以降低尾门振动，降低噪声峰值6.5 dB(A)，主观感受改善明显。该方法提供了OTPA与传统的试验分析方法相结合的思路，拓展了OTPA在路噪开发中的应用。汽车噪声、振动与声振粗糙度（NVH)是衡量汽车性能的重要指标之一，它是汽车驾乘舒适性最直接的表现。纯电动汽车比燃油汽车行驶时更安静，因而其路面噪声和风噪声更容易引起乘员的注意。各地区交通基础设施发展水平不同，路面情况复杂，路面噪声(路噪)是目前用户抱怨较多的问题，其中低频路噪（250 Hz 以下）最容易使人产生烦扰感受。由于功能结构上的差异，通常两厢车的路噪问题比三厢车更严重。两厢车型车内所有的舱室壁板都直接暴露在舱内，更容易使结构振动激励起的低频噪声形成声-固耦合效应，导致车内沉闷烦扰，产生路噪抱怨。路噪产生机理比较复杂，只有找到关键路径才能解决问题。1 路噪机理及控制方法
路面噪声通常按传播方式分为结构传播噪声和空气传播噪声。路面的细小坑洼和轮胎的跌撞产生激励力，激发 轮 胎空腔和结构模态，通过轮辋传递到底盘和车身结构，激起车身及其附件产生振动响应进而辐射噪声，其频率一般低于500 Hz，属于中低频结构传播噪声。空气传播噪声主要为路面与轮胎花纹的相互作用，使轮胎花纹块产生泵气效应和自激振动发出的噪声，空气传播噪声的频率一般大于500 Hz。根据路噪产生的机理，从源-路径-响应可以制定不同的控制策略。路噪问题的解决措施和效率，取决于如何找到主要的传递路径。采用OTPA方法可以快速完成关键路径的查找，然后通过声场分析，明确低频路噪的辐射特性，再结合关键路径的工作模态振型，针对问题点进行结构优化，改善某型纯电动汽车（Blade Electric Vehicles，BEV）的低频路噪问题。2 OTPA方法原理
传统TPA(Transfer Path Analysis)方法是将测试对象作为线性系统进行分析，见图1，将选定的输入通道和输出通道之间的传递函数Hmn(ω)线性化来获得传递路径贡献量的分析方法。车内目标点m的响应可表示为n条传递路径所产生贡献量的线性叠加：式（1）中：ym(ω)是车内响应点m 得到的总响应；Hmn(ω)是响应点m 与激励点n 之间的传递函数；xn(ω)是激励点n产生的激励力。OTPA 在运行工况下进行路径贡献量分析，针对复杂路径下多个激励和多个响应点的情形，定义m和n为系统输入和输出自由度的数量，式（1）可扩展为多输入多输出的系统：式（2）中：yj(ω)是系统第j个输出信号；xi(ω)是系统第i个输入信号；Hij(ω)是系统第i个输入到第j个输出之间的传递函数。传递函数矩阵H通过运行工况下测试的输入输出数据采用H1方法估算得到：式（4）中：Gxx是输入变量自功率谱矩阵；Gxy是输出变量与输入变量互功率谱矩阵。由于分析对象处于动态运动中，会存在路径串扰和信号噪声等各种干扰因素，导致输入信号之间也会产生相关性。通过使用奇异值分解（Singular Value Decomposition，SVD）技术解决串扰问题。矩阵X可以通过奇异值分解转化为式（5）中：U是一个r×m的酉矩阵。∑是一个m×m方阵，对角线为非负数，对角线外全为零。VT是V的共轭转置，为m×m酉矩阵。由式（3）和式（5）可知，频响函数FRF 矩阵H 可以使用X矩阵的奇异值分解来计算：将式（6）代入式（3）中，可得到各路径的合成输出信号为3 某车型低频路噪问题研究
某新开发纯电动车型以20 km/h～60 km/h速度在粗糙路面上行驶时，车内存在沉闷的低频轰鸣声。前排驾驶员人耳处（DR）噪声明显大于后排（RR），存在明显的耳膜压迫感，主观感觉非常难受，严重影响车辆驾乘舒适性，不可接受。3.1 车内噪声频谱特性分析
为了分析车内低频轰鸣声产生原因，对以30 km/h在粗糙路上行驶时车内噪声进行测试，测点为驾驶员右耳（DR）和后排乘客左耳(RR)。测试结果如图2所示。从图2测试结果可见，车内前排在25 Hz～32 Hz处存在明显峰值，前排噪声峰值比后排高出约10 dB(A)。主客观评估结果还显示，当车辆在同一路面以20 km/h～60 km/h 车速行驶时，该低频噪声峰值变化不大。车速对轰鸣声大小无明显影响，而与路面粗糙程度成正比。图2 某EV车以30 km/h在粗糙路面行驶时前后排噪声将对标纯电动车在相同的路面和工况下行驶，对比两辆车的车内前排噪声FFT 频谱如图3和图4所示。可见其与对标纯电动车在25 Hz～32 Hz频段范围差距明显，比对标车高出约15 dB(A)，此低频轰鸣声严重影响产品竞争力。图3 以30 km/h车速在粗糙路面行驶时前排噪声FFT对比图4 以30 km/h车速在粗糙路面行驶时前排噪声瀑布图对比由于该路噪问题频率较低，在空气声辐射源方面，轮胎空腔模态218 Hz 及轮胎1阶结构模态43.4 Hz 与问题频率相差较大；在底盘结构路径方面，底盘及悬挂系统模态一般在80 Hz 以上，测试结果也发现轮心及底盘系统在25 Hz～32 Hz频带振动特征不明显；更换径向和侧向刚度更低的轮胎以及降低悬架系统主要衬套刚度30%，车内低频路噪仅能降低约2 dB(A)，可见底盘系统并不是主要的放大路径。从车内声腔响应来看，经验和国内外对整车车内声场的计算和测试结果均表明，车内1阶纵向声腔模态均在40 Hz 以上。在车身结构响应方面，车身50 Hz以下的振动通常可能跟整车全局性的模态频率响应相关，例如整车1阶垂弯和扭转模态；从板面辐射角度看，问题频率可能跟车门、尾门、前盖和顶棚等大面积钣金件安装模态接近。电动汽车下车体挂载的沉重电池模块，也会影响车身刚性和模态。整车及附件模态频率见表1，其分布显示问题频率附近模态密集，通过在尾门、顶棚、前挡风玻璃增加质量（沙袋5 kg 或以上）控制相应板面振动，低频路噪均有不同程度降低，其中在尾门加质量时改善效果最明显。由于车身板件和附件均是通过铰链等结构安装在车身上，在某个板面增加质量也会影响其他板面的受力和振动。因此通过OTPA快速识别主要贡献路径并得到定量的判定显得十分必要。3.2 低频路噪问题识别
在安装粗糙鼓面的四轮转鼓半消声室进行主客观评估，能够较好复现道路试验的结果。根据OTPA测试原理及特点，采用BBM PAK5.7噪声振动采集系统进行试验分析，采集若干组低频路噪明显的数据。划分传递路径模型合理性决定分析结果的准确性，根据前文初步分析确定板面辐射是主要路径，选取车身主要大面积板件分析结构路径贡献量，4个轮胎近场作为空气声路径。建立传递路径分析模型如表2所示。选取若干组数据输入建立传递路径模型，选择合适的CTC（Cross Talk Cancellation)百分比参数进行串扰消除。计算值与实测值FFT 频谱吻合较好，证明模型能够反映实际问题状态，试验模型及数据有效，如图6所示。问题频率段的计算结果显示，在车内低频路噪25 Hz～32 Hz频带峰值仅52.8 dB(A)，结构声路径贡献量达到52.4 dB(A)，结构路径传递噪声是路噪问题的主要贡献，如图7和图8所示。将各条路径对25 Hz～32 Hz频率段噪声贡献量以柱状图表示如图9所示。贡献量分析显示25 Hz～32 Hz频率段噪声的主要贡献来自尾门的X方向（车尾-车头）振动，其次是中顶棚和右前门，属于多板面参与的结构振动辐射噪声，排除了轮胎空气声辐射的因素。OTPA 分析结果已经明确了具体的结构传递路径，但无法解释车内低频路噪在前后排声压大小差异明显的原因，可以结合声场分析进一步明确结构的振动辐射形式跟声场的分布之间的关系。车内空间结构比较复杂，可通过声腔模态试验测试获得真实的声场分布。该BEV 车内空间的长宽高方向最大值分别为：3 024 mm×1 503 mm×1 347 mm，设定传声器的间距为300 mm[1]。X向（车尾-车头）6排，Y向（副驾-主驾）5列，Z向（地板-车顶）3层，共计79个测点，较均匀分布在车厢内部，传声器布置及测量模型设置如图10所示。利用LMS Virtual.Lab 模态分析模块进行频响函数拟合后识别出前3阶声腔模态见表3，计算解耦值符合分析要求。表3所示车内声腔模态测试结果表明，车内存在26.7 Hz 纵向平动模态和第1阶纵向拉伸压缩模态频率32.2 Hz。板面模态的运动会使车内形成驻波，整车1阶垂弯模态26.5 Hz、尾门1阶安装及扭转模态28.4 Hz、整车1阶扭转模态31.3 Hz三者可能存在耦合，低频噪声并不仅是尾门安装模态响应导致。其中32.2 Hz纵向平动模态如图11所示。32.2 Hz 纵向模态清晰显示了车内低频噪声的辐射形式，证明车内前后排声压和主观感受差异明显的原因是由低频声的声场分布导致。车内25 Hz～32 Hz 频段低频路噪的本质是尾门前后呼吸运动导致车内声压变化产生的声辐射。通过尾门与整车的工作模态可以识别尾门产生前后呼吸运动的机理，可清晰地明确导致尾门运动的具体部位和原因，为后续改进指明方向。在整车结构框架及尾门布置振动加速度传感器，在车辆在粗糙路面行驶工况下通过试验获得尾门与整车的工作模态。如图12所示，尾门工作模态分析结果显示尾门和顶棚与车身在31 Hz 处具有模态响应峰值，尾门与车身有着明显的相对运动，顶棚与尾门的运动相位相反，尾门的运动是整体沿约束方向的运动。分析结果表明，上车体刚性较弱，尾门约束不足，使尾门-顶棚与车身产生相对运动，是导致粗糙路面激励下车内产生低频噪声的根本原因。3.3 结构优化及验证
由前文分析，25 Hz～32 Hz 频段内的车内声腔模态是沿车长纵向的驻波。声波沿车前后方向的拉伸压缩等效于尾门为声源的近似平面波。由平面声波理论可得：式中：p是声压； 
是当地声速； 
是当地空气密度；u是平面声源法向的振速。可见，声压大小与声源的振速成正比。相关研究表明通过控制关键板件振速对板件声振优化是可行的。所抱怨的样车低频路面噪声声压级峰值需要从48 dB(A)降低到38 dB(A)左右，主观评价可接受。即声压降低到原来的25%左右，对应尾门振速需要降低到原来的25%。速度跟加速度的关系为式中：v0是 
时刻的振速；a是声源相对运动加速度。尾门及整个上车体匀速运动，它们具有相同的同向运动速度值，若以车身作为参考坐标则声源的运动速度正比于加速度。因此声源的相对振动加速度也需要降低到原来的25%。试验证明加强尾门本身的刚性无法有效降低低频路噪，因此优化尾门的安装结构，降低其与车身的相对运动是关键。增大尾门质量（约10 kg）效果很好，但不符合轻量化设计原则，也降低续驶里程；增加吸振器可以降低尾门振动，但是效果容易受环境温度影响也可能导致结构耐久疲劳风险。优化尾门约束结构，提高上车体刚性，可以同时增加尾门-车身振动系统阻尼和刚度。尾门的约束结构优化包括顶部安装铰链、中间支撑和底部锁扣3个部位的优化，见图13。通过在铰链安装底座背板加焊加强板使之与车身框架边梁相连，将安装点静刚度从152 N/mm提高到621 N/mm。将原中间支撑从圆柱形截面更改为圆锥形截面后，支撑性明显增强。增加一个锁扣内安装点并将其底部加强板连接到底部后，锁扣固定明显增强。样车原状态尾门模态频率为26.1 Hz，系统阻尼比为0.016 9。经过优化后，尾门模态频率提高到34.2 Hz，系统阻尼比提高到0.048 4。振动系统阻尼比的提高将有利于降低受迫激励下的振动响应。优化后，尾门振动幅值从0.45 m/s2降低到0.19 mm/s2，车内噪声改善结果如图14所示。优化后尾门中心沿整车前后方向振动降低约60 %，车内噪声在25 Hz～32 Hz 频带峰值降低约6.5 dB(A)，主观感受改善明显，达到改进预期。4 结语
对汽车低频路噪的产生机理及控制方法进行研究，提出OTPA 与声场分析相结合的方法识别路噪的产生和辐射机理，对关键传递路径进行结构优化，通过试验验证了结构优化的有效性。得到如下结论。(1)采用OTPA 方法，可以快速地确定25 Hz～32 Hz频率段低频路噪主要是由结构声贡献，其中结构声主要贡献量来自尾门振动。(2)结合车内声场测试分析，确定导致低频路噪前后排存在差异的原因是弹性安装的尾门运动使得车内产生低频驻波。(3)通过尾门和车身在车辆在粗糙路面行驶过程的工作模态振型，确定尾门-顶棚与车身存在相对运动。通过优化尾门铰链、中部支撑和锁扣安装点，提高尾门运动阻尼比，降低尾门振动，低频路噪问题得到明显改善。(4)将OTPA 与传统试验方法相结合，可以在路噪开发中快速确定问题部位，针对具体问题特点结合传统试验方法确定问题的根本原因和结构改进的具体方向。该方法可以准确识别路噪问题，并提高低频路噪问题解决的效率。作者：肖忠弟1,2，靳 畅1，魏 娜2，梁新华2，赵阳阳2，田世亚2
1.同济大学 汽车学院
2.上海汽车集团股份有限公司技术中心
【免责声明】本文来自汽车NVH之家，版权归原作者所有，仅用于学习等，对文中观点判断均保持中立，若您认为文中来源标注与事实不符，若有涉及版权等请告知，将及时修订删除，谢谢大家的关注
