工况传递路径分析_OPA_方法在应用中的缺陷-华中科大-2010

收稿日期：２０２０－０２－２０作者简介：徐炳桦，男，本科，助理工程师，从事整车ＮＶＨ开发工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｘｕｂｕｊｉａｊｉｎｇ＠１６３ ｃｏｍ㊂ＤＯＩ：１０ １９４６６／ｊ ｃｎｋｉ １６７４－１９８６ ２０２０ ０６ ００２基于整车传递路径贡献分析法的纯电动车啸叫噪声优化徐炳桦，周湘，雷发兵，马翔（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州５４５００７）摘要：针对某电动车的车内啸叫噪声，利用逆矩阵法提取问题工况下各激励点载荷，搭建车内啸叫的传递路径贡献量分析模型㊂根据分析结果，确认啸叫噪声的主要路径并针对该问题路径提出相应改善措施，将电机隔振系统设计成二级隔振系统；搭建刚柔耦合仿真模型，以隔振器的刚度为优化变量，以问题路径的振动传递率为优化目标，对电机隔振系统进行优化㊂按照优化结果进行装车试制，经实车试验验证，车内啸叫问题得到明显改善㊂关键词：传递路径分析；二级隔振系统；逆矩阵法；噪声优化中图分类号：Ｕ４６９ ７２；Ｕ４７２ＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＶｅｈｉｃｌｅ ｓＷｈｉｎｅＮｏｉｓｅＢａｓｅｄｏｎＴｒａｎｓｆｅｒＰａｔｈＡｎａｌｙｓｉｓＸＵＢｉｎｇｈｕａ，ＺＨＯＵＸｉａｎｇ，ＬＥＩＦａｂｉｎｇ，ＭＡＸｉａｎｇ（ＳＡＩＣ－ＧＭ－ＷｕｌｉｎｇＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＣｏ．，Ｌｔｄ．，ＬｉｕｚｈｏｕＧｕａｎｇｘｉ５４５００７，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｉｍｉｎｇａｔｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｗｈｉｎｅｎｏｉｓｅｏｆｔｈｅｅｌｅｃｔｒｉｃｖｅｈｉｃｌｅ，ｔｈｅｉｎｖｅｒｓｅｍａｔｒｉｘｍｅｔｈｏｄｗａｓｕｓｅｄｔｏｅｘｔｒａｃｔｔｈｅｌｏａｄｓｏｆｅａｃｈｅｘｃｉ⁃ｔａｔｉｏｎｐｏｉｎｔａｔｔｈｅｐｒｏｂｌｅｍｃｏｎｄｉｔｉｏｎ，ａｎｄｔｈｅｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｗｈｉｎｅｎｏｉｓｅｉｎｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｗａｓｃｒｅａｔｅｄ．Ａｃ⁃ｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔｓ，ｔｈｅｍａｉｎｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｐａｔｈｓｏｆｔｈｅｉｎｔｅｒｉｏｒｗｈｉｎｅｎｏｉｓｅｗｅｒｅｉｄｅｎｔｉｆｉｅｄａｎｄｔｈｅｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｍｅａｓｕｒｅｓｆｏｒｉｔｗｅｒｅｐｕｔｆｏｒｗａｒｄ．Ｔｈｅｍｏｔｏｒｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｗａｓｄｅｓｉｇｎｅｄａｓａｔｗｏ⁃ｓｔａｇｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍ．Ｔｈｅｒｉｇｉｄ⁃ｆｌｅｘｉｂｌｅｃｏｕｐｌｉｎｇｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｍｏｄｅｌｗａｓｂｕｉｌｔ．Ｔｈｅｒｉｇｉｄｉｔｙｏｆｔｈｅｉｓｏｌａｔｏｒｗａｓｔａｋｅｎａｓｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｖａｒｉａｂｌｅ，ａｎｄｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｒａｔｅｏｆｔｈｅｐｒｏｂｌｅｍｐａｔｈｗａｓｔａｋｅｎａｓｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｂｊｅｃｔｉｖｅｔｏｏｐｔｉｍｉｚｅｔｈｅｉｓｏｌａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｏｆｔｈｅｍｏｔｏｒ．Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｓ，ｔｈｅｐｒｏｂｌｅｍｏｆｉｎｔｅｒｉｏｒｗｈｉｎｅｎｏｉｓｅｉｎｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｈａｓｂｅｅｎｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｌｙｉｍｐｒｏｖｅｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓ；Ｔｗｏ⁃ｓｔａｇｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍ；Ｉｎｖｅｒｓｅｍａｔｒｉｘｍｅｔｈｏｄ；Ｎｏｉｓｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ０㊀引言随着电动车技术的发展，电动车的啸叫问题已逐步被行业所重视㊂由于电动车的动力总成主要由电机和主减速器组成，两者的激励频率都处于中高频段，容易引发啸叫问题，没有发动机噪声的遮蔽，传至车内的啸叫声更明显，严重影响乘员的舒适性㊂啸叫的传递路径排查是解决啸叫问题的重要手段，传统的路径排查方法主要是啸叫关键频率比对㊁逐一切断传递路径等经验型排查方法㊂随着ＴＰＡ技术的兴起，传递路径的分析方法逐渐科学化㊁规范化［１－３］㊂ＴＰＡ方法的关键在于激励点的载荷识别技术，传统的ＴＰＡ技术采用逆矩阵法对载荷进行识别，此方法精度较高，但是整个测试流程耗时较长，工作量大㊂为了缩短排查时间，先后提出了ＯＰＡ㊁ＯＰＡＸ两种载荷识别方法㊂ＯＰＡ法是一种完全基于工况测试数据来识别路径贡献量的方法，在建模分析过程中并没有专门的载荷识别步骤，而是基于参考点响应与目标点响应之间的传递关系来分析传递路径对目标响应的贡献㊂ＯＰＡＸ法是在工况测试数据的基础上建立参数化载荷模型，通过参数辨识技术来进行载荷识别［４－７］㊂ＯＰＡ法和ＯＰＡＸ法均是基于工况载荷的路径贡献分析方法，相较传统ＴＰＡ法精度不足，在工程上没有得到广泛应用㊂电动车的啸叫声属于中高频噪声，不仅通过结构进行传递，也有部分能量通过空气路径传至车内㊂为了提高模型精度，本文作者选用了传统逆矩阵法识别载荷，搭建啸叫传递路径分析模型㊂１㊀啸叫传递路径贡献分析模型的理论基础１ １㊀测试工况数据前处理在实际工况数据采集过程中，汽车声源众多，车内噪声来源复杂，需要对车内噪声与啸叫传递路径的输入响应进行相干性分析㊂相干性分析是分析输出信号的频率与各输入信号特征频率之间的关系，即确定各辐射声源对目标点噪声的影响㊂在一个多输入单输出线性系统中，对于输出信号与输入信号有：Ｐｙｙ＝Ｐｖｖ＋Ｐｎｎ（１）其中：Ｐｙｙ表示响应信号的自功率谱，Ｐｖｖ表示输出信号中由模型输入信号引起的部分；Ｐｎｎ表示输出信号自谱中由噪声㊁测试误差所引起的部分㊂重相干函数定义为γ２ｙｘ＝Ｐｙｙ－ＰｎｎＰｙｙ＝１－ＰｎｎＰｙｙ（２）可见，由重相干函数可以得出模型中输入信号对输出信号的影响在全部输出信号中所占的比例㊂通常根据重相干函数是否大于０ ９来判断输入信号是否足够表征系统的输入状况㊂若两者之间的相关性不足，则说明测试工况数据中车内噪声受其他声源的影响较大㊂为了排除其他声源的干扰，需对测试工况数据进行多次线性平均处理，将不相关的噪声成分平均掉㊂根据傅里叶定理可知，一个复杂的信号数据可以视作为多个不同幅值㊁频率㊁相位的正弦信号叠加而成㊂如果其中两个单频信号的幅值和频率相同，但相位相反，它们进行线性平均时叠加而成的幅值为０㊂因此，将工况测试数据进行多次线性平均后，那些相位关系匹配较差的频率成分会被平均掉㊂线性平均法虽然能屏蔽不相关的噪声成分，但是对相关信号也会造成一定损失㊂为了相关信号的完整性，在进行测试工况数据的线性平均时，需要选择一个信号作为相位参考信号，那么与此信号相关的频率成分将不会被平均掉㊂针对电动车的啸叫传递路径分析模型，在工况数据采集时需在动力总成上安装一个加速度传感器，这个传感器信号就是用来做相位参考的㊂１ ２㊀逆矩阵法识别载荷啸叫传递路径分析模型是基于 源－路径－响应 的系统构架搭建的ｙｋ＝ðｎｉ＝１ＦＲＦｉｋ㊃Ｆｉ＋ðｐｊ＝１ＦＲＦｊｋ㊃Ｑｊ（３）式中：ｙｋ为车内响应；ＦＲＦｉｋ为结构路径的传递函数；Ｆｉ为结构路径的激励载荷；ｎ为结构传递路径的数量；ＦＲＦｊｋ为空气传递路径的传递函数；Ｑｊ为空气传递路径的激励；ｐ为空气传递路径的数量［８－９］㊂将汽车视为一个系统，如图１所示，其啸叫激励源主要是电驱动桥（电机㊁主减速器），传递路径主要包括悬置㊁空调管路㊁车身，响应是指车内噪声及振动㊂图１㊀啸叫传递路径示意在运行工况下，无法直接获取激励源输出的动态力，需要辅助测试来进行载荷识别㊂为了准确识别载荷，需要设置相应的参考点来完成载荷识别，参考点设置模型如图２所示㊂图２㊀参考点示意ｘ１ｘ２éëêêùûúú＝ＦＲＦ１１ＦＲＦ２１ＦＲＦ１２ＦＲＦ２２éëêêùûúú㊃Ｆ１Ｆ２éëêêùûúú（４）㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀Ｆ１Ｆ２éëêêùûúú＝ＦＲＦ１１ＦＲＦ２１ＦＲＦ１２ＦＲＦ２２éëêêùûúú－１㊃ｘ１ｘ２éëêêùûúú（５）式中：ＦＲＦ１１为激励点Ｆ１至参考点ｘ１的力－响应的传递函数；ＦＲＦ１２为激励点Ｆ１至参考点ｘ２的力－响应的传递函数；ＦＲＦ２１为激励点Ｆ２至参考点ｘ１的力－响应的传递函数；ＦＲＦ２２为激励点Ｆ２至参考点ｘ２的力－响应的传递函数㊂从公式（５）中可看出，若想要完全解出公式，则传函的逆矩阵必须是正交矩阵，或者说假设系统中有Ｎ条传递路径，那么传函的逆矩阵必须由Ｎ组线性无关的向量组成㊂为了增加估计可信度，需要将公式进行扩展，将参考点数目增加至所求传递路径激励力数目的两倍以上，因此公式可表示成ＦＮ㊃１＝ＦＲＦ－１Ｎ㊃Ｍ㊃ＸＭ㊃１（６）式中：ＦＮ㊃１为所求传递路径激励力矩阵，Ｎ为激励力数目（或者说传递路径数目）；ＦＲＦ－１Ｎ㊃Ｍ激励点至参考点的力－响应的传递函数的逆矩阵；ＸＭ㊃１为参考点响应矩阵，Ｍ为参考点数目，一般取Ｍȡ２Ｎ㊂拓展后的传函矩阵，很容易把外界干扰的无用信息代入计算而产生计算误差，为了尽量减少这类误差的出现，需要将传函进行奇异值分解㊂ＦＲＦＮ㊃Ｍ＝ðｎｉ＝１｛Ｕｉ｝ｎσｉ｛Ｖｉ｝Ｈｍ（７）其中：σｉ＝σ１００σ２ ０︙⋱︙０ σｎéëêêêêêùûúúúúú式中：｛Ｕｉ｝ｎ表示ｎ阶酉矩阵的第ｉ列向量；｛Ｖｉ｝Ｈｍ表示ｍ阶酉矩阵的第ｉ列向量的转置；σ１㊁σ２㊁．．．．．．㊁σｎ表示传函矩阵的奇异值㊂公式（７）表明，不同的奇异值和奇异值向量对应系统矩阵不同的独立特征㊂这些特征与模态不完全相同，每个频率上各个特征合成系统的最终行为，系统矩阵可表示为其和的形式㊂则ＦＲＦ－１Ｎ㊃Ｍ为ＦＲＦ－１Ｎ㊃Ｍ＝ðｎｉ＝１｛Ｖｉ｝ｍσ－１ｉ｛Ｕｉ｝Ｈｎ（８）奇异值矩阵σｉ中的奇异值一般会按照从大到小排列，表征着这些对应系统矩阵的独立特征拥有的信息量的重要程度㊂逆矩阵可表示为转置的奇异值向量对与奇异值倒数之和的形式，这意味着最小奇异值在逆矩阵贡献量中占有最大的部分，即包含最少信息的部分转置后将变得最为重要，实际操作中认为小奇异值表示受到干扰产生的信息，删除较低奇异值后计算效果更好㊂通常会用条件数对系统奇异值进行筛选，可表示为Ｎ＝σ１／σｎ（９）式中：σ１表示系统的最大奇异值；σｎ表示系统奇异值㊂条件数越大，计算精度越小，反之则计算精度越高㊂西门子软件中存在３种奇异值的筛选方式，分别是个数法㊁绝对值法㊁相对值法，给出的推荐条件数为小于１００㊂但是ＦＲＦ为谱分析曲线，在各个频率下表现出的特征信息会有所变化，因此，在实际操作过程中会根据不同频率下实际表现出的特征信息采用更加严谨科学的筛选方式㊂首先，条件数特别高的频率段必须删除掉较低奇异值，保证所反求的力载荷计算精度㊂其次，关键频率段应尽量保持奇异值的完整，以免遗漏关键信息㊂最后，应在不同频率段使用不同的奇异值筛选方式，使计算精度与保证信息之间达到平衡，但是遇到过小的奇异值可直接删除，因为它对样件行为影响很小㊂２　某电动汽车啸叫解决实例２ １㊀啸叫传递路径贡献分析模型搭建某轻型电动汽车在２０ｋｍ／ｈ匀速工况下啸叫明显，严重影响车内的声品质㊂为了简要辨别激励来源，首先进行加速工况测试，测试数据如图３所示㊂图３㊀加速工况车内噪声ｃｏｌｏｒｍａｐ图从数据分析，该车啸叫问题主要是由９ ９５阶和２３阶两阶激励引起的，２３阶和９ ９５阶激励分别为电动汽车主减速器的第一减速齿轮啮合阶次和第二减速齿轮啮合阶次，所以该车啸叫问题主要激励源为主减速器，分布频率主要集中在１５０ ６００Ｈｚ，在汽车匀速２０ｋｍ／ｈ的工况下其啸叫频率主要集中在５００Ｈｚ附近㊂２０ｋｍ／ｈ匀速工况为该问题的主要抱怨工况，因此，本文作者主要对该工况进行路径贡献分析㊂如图４所示，该电动汽车以电机与主减速器集成在一起的电驱动桥为动力总成系统，采用三点悬置支承，空调压缩机安装在电驱动桥上，通过管路与车身连接，每个激励点仅考虑３个平动自由度，忽略旋转自由度㊂因此，电动车啸叫的传递路径总共有（悬置数目ˑ３＋空调管路ˑ３）１２条结构传递路径㊂在中高频段电动汽车的啸叫存在一部分能量会通过空气传递路径传至车内，但是电机包裹后测试验证，车内啸叫噪声无明显变化，因此，文中的啸叫传递路径主要针对啸叫的结构传递路径㊂图４㊀动力总成布置形式搭建传递路径贡献量分析模型时，需要重新采集工况测试数据㊂为了降低路面激励对车内声音的贡献，测试必须在光滑沥青路面上进行，信号采集过程中可在线使用频谱分析，同时保留幅值和相位信息，参考相位点选择电机本体振动点，平均方式为线性平均５次／ｓ，部分测点图片可参考图５㊂测试工况为电动汽车车速为２０ｋｍ／ｈ匀速行驶工况㊂图５㊀部分测点示意为了搭建传递路径贡献量分析模型，需要测试激励点至车内的传递函数以及用于提取载荷的各激励点之间的相互传递函数㊂为了保证测试精度，传递函数的测试在消声室内进行㊂此次测试采用ＬＭＳ的测试设备，在悬置被动端㊁压缩机管路被动端布置三向振动传感器，具体位置参考图５，在车内驾驶员内耳布置麦克风，依次用力锤锤击各激励点，输入信号加力窗，输出信号加指数窗，测试数据要求常相干函数大于０ ８５，各激励点锤击３次，取平均值，测得各激励点之间的结构传递函数及激励点至车内的结构传递函数㊂将测试所得的工况数据和传函数据代入公式（５），根据公式（７）（８）（９）舍弃较小条件数并针对关键频段（５００Ｈｚ附件频段）的条件数进行筛选后，运用逆矩阵法得到激励点载荷㊂各激励点载荷数据如表１所示㊂表１㊀各激励点载荷计算结果激励点及方向激励力（ＲＭＳ值）／Ｎ激励点及方向激励力（ＲＭＳ值）／Ｎ左悬置Ｘ向１２后悬置Ｘ向１７左悬置Ｙ向９后悬置Ｙ向１３左悬置Ｚ向１３后悬置Ｚ向１５右悬置Ｘ向１３空调管路Ｘ向７右悬置Ｙ向１０空调管路Ｙ向６右悬置Ｚ向１１空调管路Ｚ向６㊀㊀激励点处提取的载荷显示，后悬置Ｘ㊁Ｚ向的激励力略高于其他路径㊂将提取的载荷数据及测试得到的激励点至车内结构传递函数数据代入公式（３），拟合得到的车内噪声与测试的车内噪声对比结果如图６所示，各路径的贡献量分析结果如图７所示㊂从对比结果可看出，由于文中分析的传递路径为啸叫的结构传递路径，因此拟合结果与实测结果相比在幅值上有所降低，但是关键频率的峰值频率基本吻合，该传递路径贡献量分析模型可作为解决车内啸叫噪声的参考㊂㊀㊀㊀㊀图６㊀拟合与测试的车内噪声对比结果㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀图７㊀啸叫传递路径贡献量分析结果图㊀㊀从分析结果可看出：在５００ ５２０Ｈｚ关键频率段，后悬置Ｘ㊁Ｚ向的结构传递路径对目标点的贡献较大；在５２０Ｈｚ的频率下，空调管路Ｘ㊁Ｙ向的结构路径也存在着较大的贡献㊂２ ２㊀激励源载荷分析激励点对车内噪声的贡献量主要由该路径所受到的激励载荷大小和路径对振动的传递率来决定㊂从上文分析已知，后悬置Ｘ㊁Ｚ向的激励力略高于其他路径㊂但是目前在工程上并无对电动汽车动力总成激励载荷的量化标准，所以无法直接判断后悬置Ｘ㊁Ｚ向的激励力是否过载㊂因此，需通过电机总成壳体模态分析对问题进行进一步分析与排查㊂而在动力总成系统中，若其内部激励频率与壳体固有频率发生共振，则系统对激励点处的激励会明显增高㊂动力总成各部件的壳体模态分析结果如图８所示㊂图８㊀动力总成系统壳体模态㊀㊀分析结果可看出，壳体总成前三阶模态频率分别为１０７０㊁１２８１㊁１７６８Ｈｚ，电机总成各部件的模态与问题的激励频率（５００ ５２０Ｈｚ）无明显的耦合现象，说明动力总成壳体共振不是啸叫问题产生的主要原因㊂２ ３㊀传递路径传递率分析及优化对试验样车进行ＮＴＦ传函敲击测试，从图９看出，后悬置Ｘ㊁Ｚ向的结构传函都高于平均水平，因此，该问题的主要解决方案围绕优化路径的振动结构传函展开㊂图９㊀传递路径ＮＴＦ测试结果分析路径贡献可知，后悬置路径点在一段宽频范围内呈现较高的贡献，没有出现明显的共振频率㊂为了改善后悬置路径点的传递特性，需要增大后悬置至车身的力衰减，因此，在副车架与车身的接附点处增加衬套，形成一个二级隔振结构，见图１０㊂图１０㊀副车架二级减振结构优化方案针对二级隔振系统，搭建仿真分析模型，如图１１所示，模型按照 电机总成（刚体）－动力总成悬置－副车架（柔体）－副车架悬置－车身（刚体） 的拓扑结构搭建，其中悬置简化为３个相互垂直的线性弹簧黏性阻尼元件，副车架柔体模型保留前１２阶模态，见图１２㊂图１１㊀二级减振结构刚柔耦合模型图１２㊀副车架前１２阶柔体模态系统单极隔振与二级隔振的隔振性能分析结果如图１３所示，相比单极隔振，二级隔振结构的振动传递率在中高频段整体下降，但是５００Ｈｚ附近的振动传递率下降幅度较小，无法规避啸叫风险㊂因此，本文作者在二级减振结构的基础上，对隔振系统的悬置刚度进行优化，搭建优化模型［１０－１２］如图１０所示，以在４８０ ５２０Ｈｚ频率范围内达到最佳的系统隔振效果㊂该优化模型的优化变量为动力总成及副车架悬置刚度，为保证工艺可行性，优化范围为原方案刚度值的ʃ３０％；为了减小系统模态之间的能量耦合，系统的各阶模态频率间隔大于１０Ｈｚ；为防止急加速或急减速时电动汽车的低频瞬态扭矩冲击，需对极限工况下的电动汽车的瞬态扭矩冲击时能量频域分布的情况进行分析，分别采集该电动汽车在ＷＯＴｒｕｎ－ｕｐ（全负荷加速工况）和ｔｉｐｉｎ／ｏｕｔ（急加速／减速工况）下的瞬态扭矩冲击数据如图１４所示，对其进行能量频域分布情况分析如图１５所示㊂图１３㊀单极隔振与二级隔振（优化前后）的隔振性能对比图１４㊀ＷＯＴｒｕｎ－ｕｐ㊁ｔｉｐｉｎ／ｏｕｔ工况瞬态扭矩图１５㊀瞬态扭矩能量频域分布从能量频域分布情况看，系统的冲击能量频率集中在３１０Ｈｚ，因此，在优化模型中需将系统的各阶模态约束为大于１０Ｈｚ㊂为保障电动汽车的底盘操纵稳定性，副车架的悬置刚度值需大于５５０Ｎ／ｍｍ，优化目标为系统在４８０ ５２０Ｈｚ频段之间的振动传递率最小㊂系统频响函数的计算方法为模态综合法，优化算法采用ＮＳＧＡⅡ多目标遗传算法㊂ｍｉｎｆ（ｘ）ｆ（ｘ）＝ｍａｘＨｆ（ｘ）＋Ｈｆ（ｙ）＋Ｈｆ（ｚ）（４８０Ｈｚɤｆɤ５２０Ｈｚ）ｓ．ｔ．ｆ（ｉｎｔｅｒｖａｌ）ｍｉｎȡ１０Ｈｚｆｍｉｎȡ１０Ｈｚｋｊȡ５５０Ｎ／ｍｍ０ ７ｋｂｊɤｋｊɤ１ ３ｋｂｊ０ ７ｋｂｉɤｋｉɤ１ ３ｋｂｉìîíïïïïïïïï（１０）式中：Ｈｆ（ｘ）㊁Ｈｆ（ｙ）㊁Ｈｆ（ｚ）分别是在不同响应频率ｆ下的系统Ｘ㊁Ｙ㊁Ｚ方向的振动传递率，可表示为Ｈｆ＝ＸｂＦｐ＝ðＮｓ＝１ϕＴｓϕｓ－ｗ２Ｍｓ＋ｊｗＣｓ＋Ｋｓ（１１）式中：Ｘｂ为车身振动响应；Ｆｐ为后悬置处力激励；ｓ为系统的模态阶数；ϕｓ为ｓ阶模态的振型；Ｍｓ㊁Ｃｓ㊁Ｋｓ分别为对应的质量㊁阻尼㊁刚度矩阵；ｆ（ｉｎｔｅｒｖａｌ）ｍｉｎ为系统各模态之间的最小频率间隔；ｆｍｉｎ为系统的最小模态频率；ｋｊ为副车架悬置刚度；ｋｉ为动力总成悬置刚度；ｋｂｊ为原方案副车架悬置刚度值；ｋｂｉ为原方案动力总成悬置刚度㊂按照优化模型进行优化计算，得到优化结果为动力总成悬置：左悬置刚度降低３０％㊁右悬置刚度降低２７％，后悬置刚度降低２５％；副车架悬置：前悬置刚度降低２０％，后悬置降低２３％㊂系统的振动传递率优化结果如图１３所示，优化后的系统振动传递率在５００Ｈｚ附近下降明显㊂２ ４㊀试制实车验证按照优化结果试制样件，在整车上进行测试验证，客观数据记录如图１６，发现将新方案装车后在２０ｋｍ／ｈ工况下电动车车内的啸叫噪声降低，主观声品质提升较大㊂将噪声数据进行９ ９５阶㊁２３阶阶次切片，优化结果如图１７所示，车内９ ９５阶㊁２３阶噪声明显降低㊂因此，新方案对电动汽车的啸叫问题改善非常明显㊂图１６㊀优化后车内加速噪声ｃｏｌｏｕｒｍａｐ对比图１７㊀优化后车内９ ９５阶㊁２３阶噪声对比３㊀结论（１）传递路径贡献量分析是解决电动汽车在低速下的中频啸叫噪声一种重要的分析手段㊂本文作者运用传递路径贡献量分析对某纯电动汽车的２０ｋｍ／ｈ匀速工况下车内啸叫进行分析，最终找到啸叫噪声的关键传递路径㊂（２）激励点对车内噪声的贡献量主要由该路径所受到的激励载荷大小和路径对振动的传递率来决定㊂改善传递路径的中高频振动传递特性是消除车内啸叫的重要手段㊂（３）优化隔振系统中的悬置刚度值可改善隔振系统的固有频率分布，最终改善系统的隔振系能㊂本文作者搭建刚柔耦合仿真模型，以隔振器的刚度为优化变量，以问题路径的振动传递率为优化目标，运用遗传优化算法对电机隔振系统进行优化㊂按照优化结果进行装车试制，经实车试验验证，车内啸叫问题得到明显改善㊂参考文献：［１］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，２００７，２７（４）：７３－７７．ＬＩＵＤＭ，ＸＩＡＮＧＤ，ＬＵＯＱ，ｅｔａｌ．Ａｐｐｌｙｉｎｇｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｔｏａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅａｎｄｖｉｂｒａｔｉｏｎｒｅｆｉｎｅｍｅｎｔａｎｄｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ［Ｊ］．ＮｏｉｓｅａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｏｎｔｒｏｌ，２００７，２７（４）：７３－７７．［２］ＰＬＵＮＴＪ．ＦｉｎｄｉｎｇａｎｄｆｉｘｉｎｇｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨｐｒｏｂｌｅｍｓｗｉｔｈｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓ［Ｊ］．ＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，２００５，３９（１１）：１２－１６［３］ＴＡＫＡＹＵＫＩＫ，ＮＯＢＵＴＡＫＡＴ，ＹＵＫＩＯＮ，ｅｔａｌ．Ａｍｅａｓｕｒｅｓｐｌａｎｎｉｎｇｍｅｔｈｏｄｂｙａｎａｌｙｓｉｓｏｆｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈ［Ｃ］／／ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆＳＡＥ２００９ＮｏｉｓｅａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅａｎｄＥｘｈｉｂｉｔｉｏｎ，２００９．［４］ＪＡＮＳＳＥＮＳＫ，ＧＡＪＤＡＴＳＹＰ，ＧＩＥＬＥＮＬ，ｅｔａｌ．ＯＰＡＸ：ａｎｅｗｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄｂａｓｅｄｏｎｐａｒａｍｅｔｒｉｃｌｏａｄｍｏｄｅｌｓ［Ｊ］．ＭｅｃｈａｎｉｃａｌＳｙｓｔｅｍｓａｎｄＳｉｇｎａｌＰｒｏｃｅｓｓｉｎｇ，２０１１，２５（４）：１３２１－１３３８．［５］ＪＡＮＳＳＥＮＳＫ，ＡＡＲＮＯＵＴＳＥＰ，ＢＲＩＴＴＥＬ，ｅｔａｌ．ＦｕｌｌｖｅｈｉｃｌｅｖａｌｉｄａｔｉｏｎｏｆＯＰＡＸｉｎｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｔｏｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌＴＰＡｍｅｔｈｏｄｓ［Ｃ］／／Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆ１５ｔｈＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅｏｎＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＭｅｃｈａｎｉｃｓ．Ｐｏｒｔｏ，Ｐｏｒｔｕｇａｌ，２０１２．［６］ＲＡＯＭ，ＭＯＯＲＴＨＹＳ，ＲＡＧＨＡＶＥＮＤＲＡＮＰ．ＤｙｎａｍｉｃｓｔｉｆｆｎｅｓｓｅｓｔｉｍａｔｉｏｎｏｆｅｌａｓｔｏｍｅｒｉｅｍｏｕｎｔｓｕｓｉｎｇＯＰＡＸｉｎａｎＡＷＤｍｏｎｏｌｏｇｕｅＳＵＶ［Ｃ］／／ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆＳＡＥ２０１５ＮｏｉｓｅａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅａｎｄＥｘｈｉｂｉｔｉｏｎ，２０１５．［７］宋海生．基于扩展ＯＰＡＸ传递路径方法的轻型客车振动控制研究［Ｄ］．长春：吉林大学，２０１２．［８］龙岩，史文库，梁天也，等．基于传递路径的动力总成悬置系统优化及评价［Ｊ］．北京工业大学学报，２００９，３５（１１）：１４４８－１４５３．ＬＯＮＧＹ，ＳＨＩＷＫ，ＬＩＡＮＧＴＹ，ｅｔａｌ．Ｏｐｔｉｍｕｍｄｅｓｉｇｎｏｆｅｎｇｉｎｅｍｏｕｎｔｉｎｇｓｙｓｔｅｍａｎｄｃｒｉｔｅｒｉｏｎｂａｓｅｄｏｎｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＢｅｉｊｉｎｇＰｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２００９，３５（１１）：１４４８－１４５３．［９］冯海星，高云凯，刘爽．基于传递路径分析的车内噪声源识别［Ｊ］．机械设计，２０１３，３０（７）：１９－２４．ＦＥＮＧＨＸ，ＧＡＯＹＫ，ＬＩＵＳ．Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｉｎｔｅｒｉｏｒｎｏｉｓｅｉｄｅｎｔｉｆｉｃａｔｉｏｎｂａｓｅｄｏｎｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＭａｃｈｉｎｅＤｅｓｉｇｎ，２０１３，３０（７）：１９－２４．［１０］陈剑，史韦意，蒋丰鑫，等．考虑车内振动的动力总成悬置系统多目标优化［Ｊ］．中国机械工程，２０１５，２６（８）：１１２９－１１３５．ＣＨＥＮＪ，ＳＨＩＷＹ，ＪＩＡＮＧＦＸ，ｅｔａｌ．Ｍｕｌｔｉ⁃ｏｂｊｅｃｔｉｖｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｍｏｕｎｔｓｙｓｔｅｍｃｏｎｃｕｒｒｅｎｔｌｙｃｏｎｓｉｄｅｒｉｎｇｅｎｅｒｇｙｄｅｃｏｕｐｌｉｎｇａｎｄｖｅｈｉｃｌｅｖｉｂｒａｔｉｏｎ［Ｊ］．ＣｈｉｎａＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１５，２６（８）：１１２９－１１３５．［１１］王登峰，李未，陈书明，等．动力总成振动对整车行驶平顺性的传递路径分析［Ｊ］．吉林大学学报（工学版），２０１１，４１（增刊２）：９２－９７．ＷＡＮＧＤＦ，ＬＩＷ，ＣＨＥＮＳＭ，ｅｔａｌ．Ｔｒａｎｓｆｅｒｐａｔｈａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｎｖｅｈｉｃｌｅｒｉｄｅｃｏｍｆｏｒｔ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＪｉｌｉｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ（ＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＥｄｉｔｉｏｎ），２０１１，４１（Ｓ２）：９２－９７．［１２］史文库，林逸，吕振华，等．动力总成悬置元件特性对整车振动的影响［Ｊ］．汽车工程，１９９７，１９（２）：１０３－１０７．ＳＨＩＷＫ，ＬＩＮＹ，ＬＹＵＺＨ，ｅｔａｌ．Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｅｎｇｉｎｅｍｏｕｎｔｅｌｅｍｅｎｔｓｏｎｖｅｈｉｃｌｅｖｉｂｒａｔｉｏｎ［Ｊ］．ＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，１９９７，１９（２）：１０３－１０７．。

广义Tikhonov正则化工况传递路径分析唐中华;昝鸣;张志飞;徐中明;晋杰【期刊名称】《振动与冲击》【年(卷),期】2022(41)24【摘要】工况传递路径分析(OTPA)是定位振动噪声问题的有效方法,广泛应用于各类工程领域中。

但工况传递路径分析在估计传递率函数矩阵时,是一个病态的反问题,常用标准Tikhonov正则化法来改善病态性。

标准Tikhonov正则化法以单位矩阵为正则化矩阵,经奇异值分解,得到的奇异向量振荡较严重,构成的正则化解准确度较低,因此路径贡献量的计算精度较低。

针对此不足,以一阶偏导矩阵作为正则化矩阵,结合广义奇异值分解,得到振荡幅度更小的广义奇异向量。

以广义奇异向量为基向量,并采用L曲线法选取正则化参数,得到广义Tikhonov正则化解,从而实现工况传递路径分析。

最后通过工况传递路径分析仿真与实验验证了广义Tikhonov正则化工况传递路径分析方法的有效性。

结果表明,与标准Tikhonov正则化相比,各路径贡献量的准确度更高,有效地提高了工况传递路径分析的精度。

【总页数】8页(P270-277)【作者】唐中华;昝鸣;张志飞;徐中明;晋杰【作者单位】重庆大学机械与运载工程学院;交通运输部公路科学研究院【正文语种】中文【中图分类】TH128;TB535【相关文献】1.广义Tikhonov正则化及其正则参数的先验选取2.Tikhonov正则化在运行工况传递路径分析的应用3.自反巴拿赫空间中广义变分不等式的稳定性与Tikhonov正则化4.广义混合变分不等式的Tikhonov正则化方法5.Tikhonov正则化广义最小化求解振动速度因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

《基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究》一、引言随着汽车工业的不断发展，人们对车辆行驶时的舒适性和安全性提出了更高的要求。

其中，车内噪声问题一直是影响汽车品质的重要因素之一。

为了有效识别和降低车内噪声，本文提出了一种基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究。

该方法通过分析车辆在各种工况下的传递路径，识别出噪声源和传播途径，为降低车内噪声提供理论依据和实际指导。

二、工况传递路径分析方法工况传递路径分析方法是一种系统性的噪声识别方法，通过对车辆在不同工况下的传递路径进行分析，找出噪声产生的源头和传播途径。

该方法主要包括以下几个步骤：1. 确定研究目标：根据车辆类型、使用场景和用户需求，确定车内噪声识别的目标。

2. 收集数据：通过实验和仿真手段，收集车辆在不同工况下的噪声数据和传递路径信息。

3. 分析传递路径：根据收集到的数据，分析噪声在车辆各部件之间的传递路径，找出噪声源。

4. 确定噪声源：根据传递路径分析结果，确定噪声源的位置和类型。

5. 提出改进措施：针对确定的噪声源，提出相应的改进措施，如优化结构、更换材料等。

三、车内噪声识别研究基于工况传递路径分析方法，本文对车内噪声进行了识别研究。

首先，通过实验和仿真手段，收集了车辆在不同工况下的噪声数据和传递路径信息。

然后，利用传递路径分析方法，对噪声在车辆各部件之间的传递路径进行了分析，找出了主要的噪声源。

最后，根据噪声源的类型和位置，提出了相应的改进措施。

在研究过程中，本文还考虑了车辆的不同工况，如行驶速度、路面状况、风速等对车内噪声的影响。

通过对比分析，得出了不同工况下车内噪声的变化规律和特点。

四、结果与讨论通过基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究，本文得出了以下结论：1. 车辆在不同工况下，车内噪声的来源和类型有所不同。

通过对传递路径的分析，可以有效地识别出主要的噪声源。

2. 针对不同的噪声源，需要采取不同的改进措施。

如对于结构振动引起的噪声，可以通过优化结构、更换材料等方式降低噪声；对于空气动力噪声，可以通过改进车身造型、降低风阻等方式降低噪声。

工况传递路径分析技术在某叉车振动分析中的应用作者：暂无来源：《智能制造》 2014年第8期传统的传递路径分析（TPA）方法已成为当前解决NVH问题的主要手段之一，但是受试验的复杂性、耗时长等缺点限制，其工程应用一直很难被推广，因此需要开发另一种简单、快速且有效的方法，其中工况传递路径分析（OPA）在NVH领域很受重视。

OPA的整个分析过程只需测量路径参考点（一般为悬置被动端）和目标响应点的运行工况试验数据，而不需要花大量时间测试传递函数，路径参考点和目标响应点之间的传导函数矩阵则可以从不同测试工况下（通常是匀加速或匀减速工况）的运行工况试验数据中估计得到，此方法简易、高效。

本文主要通过OPA方法研究某叉车悬浮式护顶架结构的振动传递路径，为后续的叉车振动分析提供了一些有价值的指导意见，同时也验证了OPA方法实用有效。

撰文 / 安徽合力股份有限公司陈先成高静轩李戈操王彦博一、概述复杂的振动噪声现象一般是多个激励源通过不同的传递路径抵达目标后矢量叠加形成的，为了从多源和多路径的综合角度，分析、诊断和优化目标的振动噪声响应值，人们基于“源—路径—接受者”模型的传递路径分析方法展开了深入的研究，并取得很大进展，传动路径分析分为时域TPA和频域TPA，通常我们研究和应用的是频域TPA，目前已经发展出多种频域TPA方法，包括传统TPA、OPAX、快速TPA、多级TPA、混合TPA和OPA等方法，每种方法都有各自的应用范围和优缺点，本文着重讨论OPA方法，其较之传统TPA方法来说，更加简便、快捷，只需要采集运行工况数据，不需要进行传递函数测试，因此极大地减少了测试与分析时间，同时也不需要力锤等试验设备，进而也降低了试验投入成本，不过在遗漏某些路径、路径交叉耦合严重等情况下，OPA方法就会存在相当大的分析误差。

文中研究的叉车悬浮式护顶架结构包括叉车方向盘、前板和护顶架总成，总成通过四个橡胶减振垫装配到叉车车架上，从而实现把车架与悬浮式护顶架隔离起来达到隔振目的，假设每个减振垫有3个方向（上下、左右和前后）均构成振动传递路径，那么总共有12条路径可以传递振动到目标响应点，这里通过OPA方法可以分析出主要的传递路径，以及每条传递路径在不同工况下的贡献量，为后续选配悬置、修改悬浮式护顶架结构提出指导意见。

运行工况传递路径分析方法研究进展卢英英;成玮;陆建涛;张周锁【摘要】分析了近年来传统TPA(transfer path analysis,TPA)、运行工况TPA(operational TPA,OTPA)、OPAX(operational-X TPA)以及混合TPA方法的基本原理、优势和不足以及工程应用,阐述了功率流法在TPA领域的潜在应用;重点针对OTPA方法,考虑了参考点距离的影响,设计了辐射球声源声传递路径仿真系统和激振器激励矩形板振动传递路径实验系统.结果表明:OTPA值与理论值和实验值的相对误差分别小于5％和8％,与此同时,OTPA方法对噪声很敏感,当噪声较小时,较近参考点有利于提高OTPA方法的精度,因此,应合理布置传感器和设计运行工况;最后,对TPA方法的发展趋势进行了展望.【期刊名称】《河北科技大学学报》【年(卷),期】2015(036)004【总页数】9页(P359-367)【关键词】机械动力学与振动;运行工况传递路径分析;功率流;声传递路径仿真系统;振动传递路径实验系统【作者】卢英英;成玮;陆建涛;张周锁【作者单位】西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;西安交通大学机械制造系统工程国家重点实验室,陕西西安 710049;西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;西安交通大学机械制造系统工程国家重点实验室,陕西西安710049【正文语种】中文【中图分类】TB533随着人们生活质量的不断提高，科技的飞速发展，轿车和高速列车成为人们日常生活中不可缺少的交通工具。

振动、噪声和声振粗糙度的性能是评价车辆乘车舒适度的重要指标［1］。

水下航行器的声隐身性是衡量其安全性和作战性的重要指标［2］，在低、中速航行时，机械设备的振动是其辐射噪声的主要来源［3］。

车辆和船舶等复杂机械系统包括大量零部件，每个响应点的振动和噪声产生于多个激励源经过一系列结构或空气传播路径的混合叠加。