1 概述

       汽车的车内、外噪声对车辆的舒适性和产品的认同度产生重大影响。传统上，研究人员把发动机和传动系统噪声作为研究重点，且取得了良好的效果。随着动力系统噪声的降低，路噪、风噪等其他噪声逐渐成为学者们的研究重点。

       噪声的危害主要有以下几点：1)噪声能引起人们的精神、情绪、心理及身体等诸多方面的变化，导致职业性的紧张、烦恼。实验表明，40dB～50dB的噪声就开始对人的睡眠产生影响。在非睡眠状态下，70dB以上的噪声就会对听力有损害，80dB～85dB的噪声会造成听力的轻度损伤，长时间接触85dB以上的噪声，会造成少量噪声性耳聋。2)噪声作用于中枢神经系统, 使交感神经紧张，使人心跳加快，心率不齐，血压升高等。越来越多的证据表明，65dB～75dB的噪声对心脏病和高血压有影响。心血管疾病是目前死亡率最高的疾病之一，而噪声又是引发和加重心血管疾病的重要原因之一，尤其对年老体弱者更是如此。3)噪声能影响驾驶者的心理变化，使驾驶者疲劳，思维紊乱，注意力难以集中，容易引起交通事故。

       目前各国都非常重视交通噪声污染问题，采用声屏障、低噪声路面等手段降低噪声污染。本文通过CAE手段预测设计初期可能存在的路噪问题，通过OptiStruct中的节点贡献量和TPA优化手段，找出对车内噪声起主导作用的车身结构和传递路径。通过结构优化和传递路径优化降低车内噪声，为规避前期设计车路噪问题提供了一种解决思路。

2 传递路径分析基本理论 

       在线性系统的假设基础上，系统总响应可以表示为各传递路径贡献量的线性叠加：
       其中：P_k为乘员位置K处的总声压；P_ijk为传递路径i在j方向对乘员位置K总声压的部分贡献。
       其中：H_ijk为传递路径i在j方向到乘员位置K的传递函数，F_ij为传递路径i在j方向的耦合激励力。

       传递路径分析中，首先需要根据不同性质的问题, 明确所需分析的耦合点（激励点）, 接下来就需要估计各耦合激励力和传递函数。

3 背景描述

       某SUV车型在设计初期经CAE分析发现40Hz到50Hz频率段路噪性能较性能参考车差，存在低频压耳声风险，影响NVH整车性能，如不整改将会延迟上市时间和增加后期车身模具修改费用等。
 
4 原因分析

       路噪分析是一个随机响应分析过程，为了查找问题原因，在四了轮子接地点处分别加单位激励进行原因分析。通过节点贡献量分析查找结构原因，借助传递路径分析，查找接附点力和传递函数问题。
       4.1 节点贡献量分析

       节点贡献量分析可以直接显示结构和声腔耦合面的贡献区域，帮助工程师快速查找问题区域。图2显示顶盖后端模态对问题频率46Hz贡献量较大，通过OptiStruct中的study功能快速去除该处顶盖模态的影响，结果显示问题频率噪声峰值下降7dBA。
   
       4.2 传递路径分析

       轮胎/路面噪声主要激励为路面激励导致车轮跳动，通过不同路径传递到车身，引起车内声压的变化。因此，将车轮激励作为主动方，车内声压级作为系统的目标或输出，搭建成系统模型如图3所示。
 
       该车型前悬为麦弗逊悬架，后悬为螺旋弹簧五连杆式，由于后悬结构比较复杂和车身搭接的接附点较多，如果通过测试获得传递路径贡献量将会比较复杂，利用OptiStruct求解器中的一步法工具，快速设定TPA分析边界条件，获得主要传递路径。

       由于问题频率区间较宽，为了进一步细化问题对前、后轮运用主贡献量分析技术确认前后轮对该频率段噪声的影响，从图4可以看出42Hz噪声峰值主要由后轮传递过来，46Hz噪声峰值主要由前轮传递过来。
 
       根据前轮和后轮分析结果，针对不同频率开展TPA贡献量分析，结果显示46Hz噪声峰值贡献量大的是前轮激励的前减震器X向和副车架后摆臂X，42Hz噪声峰值贡献量大的是后轮的后横向推力杆X向和后斜向控制臂Y向，具体如图5和图6所示。
   
5 方案制定

       结构传播噪声是由激励力和声-振传递函数组成的，因此结构传播噪声贡献分析可以从激励贡献和声-振传递函数贡献两方面考虑。

       5.1 结构优化

       节点贡献量分析显示顶盖后端模态对该处路噪峰值影响较大，消除该处顶盖模态的影响后，问题频率噪声峰值显著下降。改变顶盖局部的模态特征，从质量、阻尼、刚度三方面进行优化设计。图7结果显示顶盖筋拉通46Hz噪声风险下降显著，但42Hz噪声峰值提升，相对其他方案，顶盖筋拉通实施的成本较低且效果好。
 
       5.2 传递路径优化

       根据图5和图6的TPA分析结果，根据式2对接附点力的大小进行调整。由于底盘衬套参数调整影响整车的平顺性和操纵稳定型，所以根据工程经验底盘衬套的可调幅度约为±30%左右，参考TPA分析结果对底盘衬套参数进行调整，具体调整幅度大小如下表所示： 
 
       调整后的驾驶员右耳噪声响应曲线如下图所示：
 
       5.3 方案综合

       将顶盖筋拉通方案和后悬衬套刚度调整方案进行综合，经验证优化后问题频率段噪声峰值全线下降，最大下降幅度达到12.1dBA@46Hz，基本达到性能参考车水平，有效规避了后期可能出现的路噪问题。
 
6 结论

       本文从在研车型出发，通过和性能参考车对比，预期后期可能出现的路噪问题，通过节点贡献量分析和TPA分析，找出造成该车型路噪风险问题的结构原因和传递路径原因。 

       通过该分析为预设在研车型的路噪问题提供了一种新的思路，得到了如下结论：

       1.利用OptiStruct中的节点贡献量分析快速找到车身结构问题，通过改变顶盖局部刚度降低问题频率峰值，如顶盖筋的结构、顶盖撑条截面加高和增加吸振器降低等。

       2.阐述了TPA分析的基本原理：一是工作载荷的获取，二是路径频响函数的获取。通过 TPA分析，判断该路噪问题主要由后悬后横向推力杆X向和后斜向控制臂Y向的接附点力引起的，通过修改后悬衬套参数，有效降低了问题频率的噪声峰值问题。

       3.将结构优化和路径优化进行了有效的融合，优化后问题频率最大降幅达到12.1dBA，为路噪优化提供了一种新的解决思路。

7 参考文献

       [1] Altair HyperWorks User’s Manual 
       [2] 庞剑，谌刚，何华. 汽车噪声与振动-理论与应用[M]. 北京: 北京理工大学出版社, 2006.
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       [4] Krishna R. Dubbaka，Frederick J. Zweng，Shan U. Haq. Application of Noise Path Target Setting Using the Technique of Transfer Path Analysis[J]. SAE Paper, 2003-01-1402. 
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