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车辆噪声的测量、评价、控制以及噪声源的识别1车外噪声源影响车外噪声的主要有发动机噪声、冷却噪声、排气噪声、轮胎辐射噪声和排气系统的再生辐射噪声以及其他机械噪声。
这些噪声一般在中高频范围内，由于车外噪声直接构成了对周围环境的污染排放，因此各国都有严格的限值和测试方法。
2车外噪声的测量和评价A、加速行驶车外噪声测量及评价：加速行驶车外噪声是对于整车噪声水平等综合评价，是汽车认证最重要的指标之一。
各国的认证标准对测量方法的规定基本相同(包括刚刚颁布我国标准GB1495-2002)，由于各国发展水平不同因此限制有一定的差异(比如：GB1495-2002对于轿车的限值要比欧洲大3dB(A))。
目前最具先进性而且被广泛采用的要属欧共体51号法规(ECE Reg. No. 51)。
测量方法和相应的限值。
值得说明的是：法规只是国家或地区间总体水平等体现，汽车企业为了保持产品的领先地位，往往有更为严格的公司内部限值，作为产品开发的目标。
B、汽车定置噪声测量：它实际上是整车无负荷状态下对发动机和排气噪声的评价，一般作为对车外噪声评价的补充，其方法和限值标准也是作为车外加速噪声测量标准的附件。
3车外NVH噪声的控制车外噪声的控制主要是对于噪声源的控制，有效的降低各声源的噪声是保证整车噪声的唯一和根本途径。
降噪是一项费时且投入很高的工作，因此必须首先正确识别影响整车噪声的主要声源。
常用的方法是噪声分解，在整车级分解方法是通过工况排除，系统(或部件)排除和包裹法。
其目的是为了把某一声源从总的噪声中分离出去。
在噪声的振动控制中，进行噪声源进行识别是重要的工作内容之一。
它为噪声的控制提供了基础，决定着噪声控制所努力的方向。
因此，国际上对噪声源识别方法的研究随着科学技术的发展不断深入。
A.传统的噪声源识别方法主观评价法: 近场测量法、选择运行法、铅覆盖法、表面振动速度(加速度)法、频率分析法B.利用现代信号处理技术进行噪声源识别：相干诊断方法、分布噪声源的相干诊断方法、噪声源的层次诊断法、倒频谱法、自回归谱法、.表面声强法、声强法、自适应除噪技术(ANC)C.利用现代图象识别技术进行振动噪声测量：全息摄影技术、电图象干涉测量车外噪声控制的最重要得组成部分是发动机噪声的控制，发动机是汽车的主要噪声源，因此降低发动机的噪声是降低整车噪声的主要措施。
基于传递路径对车内共振问题分析与试验研究迟玉华; 杨大芝【期刊名称】《《汽车实用技术》》【年(卷),期】2019(000)024【总页数】4页(P55-57,64)【关键词】共振; 模态; 车身; 悬架; 激励【作者】迟玉华; 杨大芝【作者单位】安徽江淮汽车集团股份有限公司安徽合肥 230022【正文语种】中文【中图分类】U463.82随着汽车市场的成熟度越来越高，人们对汽车的舒适性能（如振动和噪声）提出了更高的要求。
因此，汽车的NVH性能成为了各大汽车公司所共同关注的话题。
汽车内部振动和噪声现象是由多个激励经由不同的传递路径，抵达目标位置后叠加而成的。
在进行汽车NVH问题的分析和改进过程中，需要根据激励源和传递路径，快速找到问题的根源，针对问题发生位置及问题原因，进行优化整改，能够大幅提高工作效率。
本文已一款轻型客车为例，基于传递路径进行分析，以试验为基础，在汽车研发过程中对整车NVH问题进行诊断，找到问题原因是车身局部与轮胎发生共振，并提出共振问题优化方案，进行实施。
公司某款客车在进行高环路况试验时，反馈在车速110kph左右时，车厢中部侧围振动明显，车内乘客法接受，为了解决此问题，将样车做了问题初步排查排查。
在侧围C柱上粘贴9个振动传感器进行测试，具体布置位置如图2所示，车速表显示车速110KPH（实际车速约为106KPH）时侧围振动，侧围振动频率为13.87Hz，7点Y向振动最大，达到0.42g，3点Y向振动次之，为0.3g。
进一步通过90-120KPH加速扫频测试分析，14.38Hz为振动最大的频率点。
测试90-120km/h加速，车轮激励从11.74Hz升高到15.65Hz，分析3点和7点Y向振动，从数据看，14.38Hz为振动最大的频率，从形态特征看，问题为共振引起的振动问题。
侧围抖动主要是因共振产生，系统物体的固有频率相接近时，系统振动会因叠加而显著加强，产生震动和噪声。
该问题初步分析主要是整车部件产生共振，整车振动传递路径如下：初步问题排查：因激励源较多，为了快速找出要因，制定了几个排除方案。
《基于相干性分析的汽车车内噪声源识别应用研究》一、引言随着汽车工业的快速发展，汽车噪音问题日益受到关注。
车内噪声不仅影响乘坐舒适性，还可能对驾驶员的驾驶安全和乘客的身体健康造成潜在威胁。
因此，准确识别汽车车内的噪声源，对于提升汽车品质和满足消费者需求具有重要意义。
本文将介绍一种基于相干性分析的汽车车内噪声源识别方法，并通过实际应用研究，探讨其有效性和可行性。
二、汽车车内噪声源的概述汽车车内的噪声源主要来自发动机、传动系统、轮胎与路面摩擦、风噪以及车内其他部件的振动等。
这些噪声源具有不同的频率特性和传播路径，给准确识别带来了挑战。
为了有效识别这些噪声源，需要采用先进的信号处理和分析技术。
三、相干性分析原理及方法相干性分析是一种基于信号处理的技术，用于评估两个或多个信号之间的关联程度。
在汽车车内噪声源识别中，相干性分析可以用于分析不同噪声源之间的相关性以及它们与车内噪声的关系。
具体方法包括：1. 采集汽车车内的噪声信号以及可能的车内噪声源信号；2. 利用相干性分析算法计算各噪声源信号与车内噪声信号之间的相干性；3. 根据相干性结果，判断各噪声源对车内噪声的贡献程度；4. 通过频域分析，进一步了解各噪声源的频率特性和传播路径。
四、实际应用研究为了验证基于相干性分析的汽车车内噪声源识别方法的有效性，我们进行了实际的应用研究。
以某款汽车为例，我们进行了以下步骤：1. 在车内不同位置布置传感器，采集车内噪声信号以及可能的车内噪声源信号；2. 利用相干性分析算法计算各噪声源信号与车内噪声信号之间的相干性；3. 通过频域分析，发现发动机噪音和轮胎与路面摩擦噪音是该款汽车车内的主要噪声源；4. 根据相干性结果，确定了各噪声源对车内噪声的贡献程度，为后续的降噪措施提供了依据。
五、结果与讨论通过实际应用研究，我们发现基于相干性分析的汽车车内噪声源识别方法能够有效识别主要噪声源，并确定各噪声源对车内噪声的贡献程度。
这一方法具有以下优点：1. 准确性高：相干性分析能够准确评估不同噪声源之间的关联程度，从而准确识别主要噪声源；2. 操作简便：只需在车内布置传感器，采集相关信号，然后利用相干性分析算法进行处理；3. 适用性强：适用于各种类型的汽车，能够识别来自发动机、传动系统、轮胎与路面摩擦等不同噪声源的贡献。
整车NVH介绍一、 NVH定义NVH是指Noise(噪声),Vibration(振动)和Harshness(声振粗糙度),由于以上三者在汽车等机械振动中是同时出现且密不可分,因此常把它们放在一起进行研究。
声振粗糙度是指噪声和振动的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感觉，不能直接用客观测量方法来度量。
由于声振粗糙描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此有人称Har shness为不平顺性。
又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也有人称Harshness为冲击特性。
二、噪声的种类产生汽车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、电磁三部分。
从结构上可分为发动机(即燃烧噪声),底盘噪声(即传动系噪声、各部件的连接配合引起的噪声),电器设备噪声(冷却风扇噪声、汽车发电机噪声),车身噪声(如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声及噪声源通过各种声学途径传入车内的噪声及汽车各部分振动传递途径激发车身板件的结构振动向驾驶室内辐射的噪声组成车内噪声。
)。
其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上,包括进气噪声和本体噪声(如发动机振动,配气轴的转动,进、排气门开关等引起的噪声)。
因此发动机的减振、降噪成为汽车噪声控制的关键。
此外,汽车轮胎在高速行驶时,也会引起较大的噪声。
这是由于轮胎在地面流动时,位于花纹槽中的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起的泵气声,以及轮胎花纹与路面的撞击声。
三、噪声的抑制1、改进噪声源噪声源抑制主要为发动机减震、进气噪声抑制、排气噪声抑制及传动系噪声抑制，即优化前消声器、主消声器及降低排气吊挂刚度；改进空气滤清器；采用小动不平衡量传动轴（在动力线校核后基础上）。
1.1、发动机减震减震垫布置原则：动力总成悬置布置主要分为三点式、四点式两种，KZ218系列车型动力总成悬置采用三点式布置。
动力总成质心理论上应布置在三角形重心上，并发动机悬置平面法线交点应在动力总成惯性主轴上方。
浅谈VTF分析在车辆怠速抖动问题中的应用摘要：某乘用车在怠速开、关空调工况下，方向盘振动加速度较大，影响乘坐舒适性。
本文首先对该车型方向盘振动峰值的可能贡献通道进行VTF分析，包括动力总成悬置系统、排气系统、散热器悬置系统、悬架系统等等。
然后对动力总成前、后悬置和散热器总成悬置进行优化设计后，使得车内方向盘振动幅值降低，乘坐舒适性得到改善。
关键词：VTF 悬置振动优化设计1 引言1.1车辆NVH性能简介NVH（Noise、Vibration、Harshness）是车辆噪声、振动与乘坐舒适性（声振粗糙度）的英文缩写。
这是衡量汽车制造质量的一个综合性问题，它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。
车辆的NVH问题是国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。
影响整车NVH性能的主要来源是发动机、传动系、车身、轮胎与路面。
其中，怠速和加减速工况下车内噪声振动水平在一定程度上决定了用户对整车NVH性能的评价。
1.2 VTF概述振动传递函数VTF（Vibration Transfer Function）主要是指输入激励载荷与输出振动之间的对应函数关系，用于评价车身结构对振动的灵敏度特性。
传统的VTF分析主要通过在动力总成、底盘、排气系统等与车身接附点施加单位力激励，测试或计算得到车内振动响应。
VTF振动传递路径分析是用来评估激励源到振动加速度传递路径大小的工具，它基于一系列输入点到输出位置的声振传递函数矩阵，该传递函数即VTF可以表示为：其中，a表示特定位置的振动加速度。
表示从激励源到目标位置振动加速度的传递函数。
F表示施加在输入位置的激励力。
从公式可以看出，车内目标位置振动响应大小不仅跟激励大小有关，而且跟声振传递函数有关，所以当激励力大小改变困难时，就要求对声振传递函数即VTF进行研究，从结构上找出解决问题的方法。
图2 VTF原理图2 实例分析2.1试验介绍2.1.1整车振动水平某车型怠速开、关空调工况下方向盘振动加速度较大，乘坐舒适性较差。
噪声分析报告目录噪声分析报告 (1)引言 (2)背景介绍 (2)目的和意义 (2)噪声的定义和分类 (3)噪声的概念 (3)噪声的分类 (4)噪声对人体的影响 (5)噪声分析方法 (6)噪声测量方法 (6)噪声分析工具和技术 (7)噪声数据处理方法 (8)噪声源的分析 (9)工业噪声源分析 (9)交通噪声源分析 (10)建筑噪声源分析 (11)社会噪声源分析 (12)噪声控制措施 (13)噪声控制的原则 (13)噪声控制的技术手段 (14)噪声控制的实施策略 (15)案例分析 (16)工业噪声案例分析 (16)交通噪声案例分析 (17)建筑噪声案例分析 (18)社会噪声案例分析 (19)结论 (20)噪声分析的主要发现 (20)噪声控制的建议 (21)引言背景介绍噪声是我们日常生活中不可避免的环境因素之一。
它是由各种源头产生的声音，包括交通、工业、建筑工地、家庭电器等。
随着城市化进程的加快和人口的增长，噪声污染问题日益突出，给人们的生活和健康带来了严重的影响。
因此，对噪声进行分析和评估，以制定有效的控制措施，成为了当今社会亟待解决的问题之一。
噪声对人类健康的影响是多方面的。
首先，长期暴露在高噪声环境中会导致听力损失。
噪声超过85分贝时，人耳会受到损伤，而长时间暴露在高噪声环境中，会导致永久性的听力损失。
其次，噪声还会引发心理和生理问题。
长期处于噪声环境中，人们容易出现焦虑、抑郁、失眠等心理问题，还可能导致血压升高、心脏病等生理问题。
此外，噪声还会对人们的工作效率和学习能力产生负面影响。
在高噪声环境下，人们往往难以集中注意力，工作效率和学习能力会大大降低。
噪声分析是对噪声进行科学评估和定量分析的过程。
通过对噪声源的特征、传播路径和接收点的特性进行研究，可以了解噪声的产生机理和传播规律，为制定噪声控制措施提供科学依据。
噪声分析通常包括噪声源的测量和评估、噪声传播模型的建立和噪声影响评估等内容。
在进行噪声分析时，需要考虑多个因素。
第２９卷第６期 振动与冲击 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＶＩＢＲＡｎＯＮ ＡＮＤ ＳＨＯＣＫ
轮胎振动噪声结构传递路径分析 王万英 ，靳晓雄 ，彭为 ，郭辉 ，尹燕莉 （１．重庆长安汽车股份有限公司，重庆４０１ １２０；２．同济大学汽车学院，上海 ２０１８０４； ３．上海工程技术大学汽车工程学院，上海２０１６２０；４．重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆４０００４４）
摘 要：简要介绍结构传递路径分析的基本理论，在分析车轮激励力及其传递的基础上，建立了轮胎噪声的结构 传递路径分析模型，进行了轮胎噪声的结构传递路径试验，得到车内目标点由结构传递的合成声，在３００ Ｈｚ以下，合成结 果与实测声压在主要峰值附近吻合很好。利用频谱贡献云图和矢量叠加图分析了各结构传递路径对车内噪声的贡献，并 采用矢量叠加及数据对比的方式详细分析了２５ Ｈｚ时各传递路径对目标点的声贡献，从传递路径的角度找出了对车内噪 声起主导作用的环节，通过控制这些环节，可以降低由轮胎引起的车内噪声。 关键词：轮胎噪声；传递路径分析；激励力；声贡献 中图分类号：Ｕ４６７．４＋９３ 文献标识码：Ａ
传统上，研究人员一直把注意力集中在降低发动 机和传动系统噪声上，且通过采取隔声、吸声、消声等 降噪措施，已使其降低到了相当的程度，轮胎已成为现 代汽车非常重要的噪声源ｌ】 。轮胎噪声主要有两部分 组成：一部分为泵浦作用、胎面振动以及轮胎花纹块与 路面相互作用直接辐射的噪声，为直接轮胎噪声，这部 分噪声主要影响周围环境；另一部分为轮胎激励产生 的动态作用力，通过悬架系统传递到车身，引起车身振 动，从而向车内辐射噪声，这样产生的噪声为间接轮胎 噪声，这部分噪声影响乘坐舒适性 。本文主要研究 间接轮胎噪声。 汽车受车轮激励力的激励，通过不同的路径，传递 到车内响应点 。为了进一步降低轮胎噪声，往往要 综合考虑多个传递路径的情况，就需要轮胎噪声进行 传递路径分析（Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ｐａｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ），确定从各路径 传递的激励能量在总能量中所占的比重，从传递路径 的角度找出对车内噪声起主导作用的环节，通过控制 这些环节，以降低由轮胎引起的车内噪声 一７１。 １ 结构传递路径分析基本理论 １．１系统响应 在结构声情况下，激励源和目标点分属于两个不 同的系统，激励源一侧的结构称为主动方，目标点一侧 的结构称为受动方，一般两者在耦合点处（分界处）通 过某种耦合元件连接起来，受动方在耦合点处的每一 个自由度到目标点均形成一条传递路径。通常只考虑 ，Ｙ，ｚ三个平动自由度而忽略三个旋转自由度 Ｊ。 对于某单一激励源，如果已知某一传递路径ｉ上的 传递函数（频响函数）和耦合激励力，则该路径对目标 收稿日期：２００９—０４—１３修改稿收到日期：２００９—０６—２３ 第一作者王万英男，博士，１９８１年生 点噪声的贡献量可表示为： Ｐ ＝Ｈ （０９）・Ｆ （ ） （１） 其中，Ｈ （ ）是传递函数，， （ ）是激励力的频谱。 在线性系统的假设基础上，总响应可认为是各传 递路径贡献量的线性叠加： ，ｖ Ｐ ＝∑Ｈ。（∞）。Ｆ （ ） （２）
在传递路径分析中，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。 １．２耦合激励力 结构声传递路径分析的耦合激励力的获取方法主 要有直接测量法、动态复刚度法、矩阵求逆法和激励点 反演法四种 ’ 。 （１）直接测量法 直接测量法是指在所分析系统的耦合点处附加力 传感器，直接测量在车辆或其零部件正常运行时受动 方在耦合点处作用力的方法。该法在实际操作中会遇 到很多问题。首先，力传感器尺寸和安装条件会受到 限制；其次，要考虑如何保证嵌入的弹簧力传感器不改 变耦合点的实际工作状态，同时还要考虑如何保证弹 簧相对位移的测量精度。 （２）动态复刚度法 对于某些传递路径来说，主动方与受动方是通过 悬置相连的，激励力可用悬置综合刚度矩阵和悬置上 下支点问位移差计算得到。 Ｆ ＝Ｋ（∞）・［Ｘ （∞）一ｘ （ ）］ （３） 其中，Ｋ（∞）为悬置的动态复刚度；置（∞）为受动方在耦 合点处的位移； （ ）为主动方在耦合点处的位移。 主动方与受动方在耦合点处的位移是通过测量加 速度得到的。测量时，加速度传感器安放应尽可能的 靠近耦合点，否则，得到的加速度将不能反映较高频率 的特征。此外，动态复刚度测量还考虑的因素有：正确 第６期 王万英等：轮胎振动噪声结构传递路径分析 ８９ 的预载荷、环境参数的影响、按实际运行时的边界条件 进行 ，Ｙ， 三向激励。 （３）矩阵求逆法 如果主动方和受动方是刚性连接或者弹性连接但 弹性元件的刚度相对于主、受动双方的局部刚度较大， 耦合元件的变形相对于其周围结构的变形不够大，就 不适合使用动态复刚度法测量耦合激励力，此时可采 用矩阵求逆法。 对于线性系统，当有激励力Ｆ。， ，…， 时，存在 响应 。， ，…， ，由系统的运动方程可得到耦合激励 力的估计式： Ｆ１ Ｆ２ ●●● Ｈｌ１ １ － ： ＨＭｌ Ｈ１２ ： ● ： 日 １Ⅳ Ｈ２ ● ： ＨＭＮ １ ●● ２ ●●● ●● ＸＭ （４） 简写为： ｛Ｆ（ ）｝＝［Ｈ（０９）］ ・｛Ｘ（ ）｝ （５） 其中，｛Ｆ（∞）｝为耦合激励力向量；｛ （ ）｝为响应点 上的工作响应向量，称 ， ，…， 为参考自由度； Ｈ ＝Ｘ ／Ｆ 为由输入Ｆ 到响应Ｘ 的传递函数。 为了抑制噪声，避免数值问题，并使估计出的耦合 激励力更加精确，应使参考自由度数 不小于耦合激 励力数Ⅳ（传递路径数）。在使用矩阵求逆法时还应注 意：参考自由度须取在受动方，尽量分布在耦合点附 近；测量频响函数Ｈ 时，主动方应在各耦合点处与受 动方解耦并从耦合点移走，以消除激励源耦合的影响。 （４）激励点反演法 激励点反演法是矩阵求逆法的特例，参考点选在 耦合点上且不考虑超定的参考点。通过测量受动方在 耦合点处的激励点频响函数（Ｄｒｉｖｉｎｇ Ｐｏｉｎｔ ＦＲＦ）及其 工作响应来计算工作力： Ｆ ＝Ｈ ・Ｘ （６） 其缺点是不能获得耦合激励力向量的最小二乘估 计，且忽略了不同激励力间的相互耦合情况，计算结果 误差较大，一般用于快速且粗略的传递路径分析。 １．３传递函数 与激励力相对应的传递函数可以通过实验测量得 到，也可以通过数值或解析计算得到。实验直接测量 传递函数一般要断开耦合系统，在耦合点用力锤或者 激振器激励，测量系统目标点的响应。另外一种测量 方法是利用线性系统的互易性原理，在目标点激励，然 后测量耦合点的响应。例如，利用互易性原理测量车 身声压一力传递函数，可以在人耳处放置空间无指向 声源作体积速度激励，然后测量车身和底盘耦合点的 加速度响应 。 ２ 轮胎噪声的结构传递路径分析模型 ２．１车轮激励力 不平路面对轮胎的激励主要来自两方面：一是路 面通过接触面对轮胎不断地局部压缩和释放，产生垂 向激励力；另一方面是路面与轮胎橡胶在接触面不断 地滚挤和释放，产生纵向激励力。轮胎和路面产生的 激励力传递到轮胎，再经过轮胎内空气腔和轮辋的耦 合系统传递到车轴，形成车轴上的纵向力（ 方向）、侧 向力（Ｙ方向）和垂向力（ｚ方向），有时还有扭矩。不平 路面产生的激励力随着频率增加而迅速减弱。轮胎材 料和几何尺寸的不均匀也会在周向产生激励力，即使 在平路面上，这种激励力也不会消失 。 ２．２激励力的传递 轮胎激励力通过悬架结构中的多种途径传递到车 身，图１所示为轮胎激励力的传递系统图。
图１轮胎激励力的传递系统图 Ｆｉｇ．１ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｏｆ ｔｉｒｅ ｅｘｃｉｔｉｎｇ ｆｏｒｃｅ
对于在轿车上应用较多的独立悬架和承载式车身 来说，轮胎激励力有两条主要的传递通道：一路通过悬 架弹簧和减振器传到车身悬架弹簧上端；另一路通过 摇臂铰接点、托架传到车身托架支撑部位。对于转向 轮，车轮激励力会传到转向臂，并通过安装在托架上的 转向结构传到车身。如果有纵向推力杆，还有一路通 过推力杆传到托架甚至直接传到车身。从而引起车身 各板壁的振动并向车内辐射噪声 。 ２．３模型结构 轮胎噪声的结构传递路径较多且比较复杂，在建 模过程中应结合实际情况进行适当的简化。 将所研究的汽车作为一个系统，并把该系统分成 两部分。其中，轮胎作为主动方，汽车车身（包括悬架 系统在内）为受动方，车轴端（轴头）为主动方与受动方 的耦合点，驾驶员右耳的声压为系统的目标或输出。 通过上述分析可知，轮胎激励力通过轴头将振动传递 给车身，从而使车身板壁振动并向车内辐射噪声。因 此，轮胎噪声的结构噪声源为四个轮胎在各自轴头处 的激励，每个激励只考虑 ，Ｙ，ｚ三个平动自由度而忽略 三个旋转自由度，共有１２条结构传递路径，如图２ 所示 振动与冲击 ２０１０年第２９卷 。ｆ 向激励 左ｌ 前｛ 向激励 轮Ｊ Ｉ：向激励
．ｆｘｌｈＪ激励 右Ｉ
前 向激励 轮ｊ Ｉ：向激励
＋．ｆ 向激励 鲁ｊ 向激励
轮｝ ｌ：ｒｕＪ激励
一ｆ 向激励 囱Ｉ 后｛ 向激励 轮Ｉ Ｉ ｚｌ，Ｉ】激励
轴头 轴头 轴头
轴头 轴头 轴头
轴头 轴头 轴头
轴头 轴头 轴头
冈２轮胎噪声的结构传递路径示意图 Ｆｉｇ．２ Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｔｒａｎｓ￣ｌ‘ｐａｔｈ ｏｆ ｔｉｒｅ ｎｏｉｓｅ
结构 传播
噪声
由１．１节可知，由轮胎引起的结构传播噪声可用 下式表示： 】２ Ｐ ＝∑Ｈ （∞）・Ｆｉ（ ） （７）
其中， （ ）为第ｉ条传递路径的振一声传递函数，可 通过试验直接测出；Ｆ （ ）为第ｉ条传递路径的耦合激 励力，可用下式表示： Ｆ１ Ｆ２ ●●● Ｆｌ２ １．１ 日１ ２ … Ｈ１．１２
２．１ 日２．２ … ．１２
１２．１ １２ ２ … Ｈｌ２ １２ ３轮胎噪声的结构传递路径分析
１ ●● ２
●●● ●● １２
（８）
３．１传递路径试验 试验在整车半消声室内进行，采用比利时ＬＭＳ公 司的ＳＣＡＤＡＳ ＳＣ３０５Ｗ信号放大和智能采集系统采集 数据，采用ＬＭＳ Ｔｅｓｔ．１ａｂ系统测试与记录信号。 试验分两步进行：第一步测量车辆在实际运行工 况下各参考自由度的加速度及目标点声压；第二步测 量各传递路径到目标点的振一声传递函数及各传递路 径激励力到各参考自由度加速度响应的传递函数。试 验场景及各参考自由度加速度测点布置如图３所示。 研究表明，在轿车实际行驶过程中，当车速在８０ ｋｍ／ｈ左右时，轮胎噪声会超过其他噪声源，成为车内 噪声的主要成分，故只对８０ ｋｍ／ｈ时的轮胎噪声的传 递路径进行分析。 测量实际运行工况下各参考自由度的加速度及目 标点声压时，将样车置于消声室转鼓上，发动机怠速 （样车为自动变速器配置），变速器挂Ｎ档，由转鼓拖动 车轮转动，测试８０ ｋｍ／ｈ时的匀速工况下的信号。
