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动力系统传递路径分析 NVH.pdf

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动力 系统 传递 路径 分析 NVH
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动力系统传递路径分析 林世政 李建兴 吴勇宏 财团法人车辆研究测试中心 摘要 车辆动力系统一直是车辆振动噪音主要来源,随 着市场需求,引擎性能不断提昇,动力系统振动噪音 问题更受车厂重视。常见车辆振动噪音改善方法,均 针对振动噪音频谱,利用吸音棉隔绝或增加阻尼等方 式来补救振动噪音问题,无法有系统地从设计端来进 行改善。有监於此,近年来建立的传递路径分析技术 (TPA),能提早於车辆设计开发阶段,进行车辆振动噪 音性能验证。 传递路径分析技术能够明确分辨车辆振动噪音来 源(Source)、传递路径(Path)与接受者/乘员(Receiver)关 联的工具。其方法主要基於频率响应函数模型 (Frequency Response Function model, FRF Model),便能 求得各个振动噪音来源(如引擎、轮胎等)与传递路径 (如引擎脚、车架等)对车内乘员振动噪音之影响,能确 实协助车辆开发业者改善车辆振动噪音问题。 由结果可知,透过传递路径分析可了解影响车厢 声场主要传递路径与贡献度,并从设计端来进行改 善,有效提昇工程效率,缩短研发时间。 关键词:车辆振动噪音、传递路径分析、反矩阵法、 声振耦合、贡献度分析 1. 前言 车辆 NVH 性能一直是车厂重视的课题,也是消费 者选购车辆的首要考量之一。整车 NVH的问题来源众 多,利用传统检测方式,逐项检测每个零组件与系统 将会花费许多测试时间且不易定义问题来源。近年 来,随着传递路径分析技术(Transfer Path Analysis, TPA) 的成熟,国际车厂纷纷利用此技术作为开发与改善车 辆 NVH 问题的主要工具。 传递路径分析技术能将车辆 NVH 问题中的来源 (Source)、传递路径(Path)与接收者(Receiver)之间的关 系定义清楚,协助了解主要问题来源,进而决定改善 对策,有效改善车辆振动噪音问题。 在车辆 NVH问题中,根据其传递模式,可将车内 噪音来源区分为结构传递音(Structure-borne)与空气传 递音(Air-borne)。结构传递音是透过车身结构传递以及 因车身结构振动所产生之声音﹔空气传递音则是透过 空气所传递之声音。传递路径分析方法主要建构在频 率域(Frequency Domain),利用声音/振动频率响应 (Vibro-acoustic FRF),分析振动噪音来源(Source)对车 内乘员振动噪音(Receiver)之贡献度。 以引擎动力系统而言,主要振动噪音来源皆为引 擎,引擎振动产生激振力/噪音(Source)透过不同引擎脚 与空气分别将振动及噪音能量传递至车厢内。由分析 结果可知每个引擎脚对车内噪音的影响度均不同,藉 由传递路径分析技术可以明确了解引擎脚每个激振入 力方向(X、Y、Z)对车厢内振动噪音贡献度。 2. 理论分析 以结构传递音而言,其激振源(Source)-传递路径 (Path)-接收者(Receiver)在探讨问题的定位,可说明如 下: (1) 激振源涵盖振动源(Vibration)与噪音源(Noise) ,前 者如引擎、传动轴、轮胎等﹔後者如引擎辐射 音、进排气音、轮胎噪音等。 (2) 传递路径则依能量传递至接收者之传递模式而 异,主要传递方式有结构-结构(Struc.-Struc.)、 结构-声音(Struc.-Acoustic)与声音-声音 (Acoustic-Acoustic)等。一般而言,根据传递机 制,可区分为结构传递音(structure borne)与空气 传递音(air borne)。 (3) 接收者则视研究目标而定,一般常见是以驾驶者 外耳音压或乘客座椅振动等为研究目标。 传递路径分析方法主要建立在频率域(Frequency Domain)中,利用频率响应函数分析方法(Frequency Response Function, FRF),将整个车辆振动噪音传递模 式定义以频率为基础之分析模型: )} ( { )] ( [ )} ( ω ω ω S H R ? = (1) ,其中 )} ( { ω R 为接收者响应、 ) ( ω S 为激振源, ) ( ω H 为 传递路径响应函数。由式(1)可知,假设系统中有 N个 传递路径,则接收者响应即为所有路径响应总和,可 将式(1)表示为: ∑ = ? = N i i i S H R 1 )}) ( { )] ( ([ )} ( { ω ω ω (2 ) 而根据不同的传递模式其分析方法亦不同,结构 传递音(Structure borne)与空气传递音(Air borne)之分析 方法说明如後。 2.1 结构传递音(Structure borne) 由式(2)可将结构传递音表示为下式: ∑ = ? ? = N i i acoustic vibro i f H p 1 )}) ( { )] ( ([ )} ( { ω ω ω ( 3) 其中 ) ( ω p 为音压, ) ( ω f 为操作状态激振入力, acoustic vibro i H ? )] ( [ ω 为振动/声音 FRF 函数。对结构音传 递路径分析而言,必需要知道激振入力 ) ( ω f 条件, 才能进行分析工作。目前量测车辆於操作状态下之激 振入力方法有两种,分别为直接量测法(Mount stiffness method)及反矩阵法(Matrix Inversion Method)。 2.1.1直接量测法(Mount stiffness method) 依据虎克定律,可得入力条件为: )) ( ) ( )( ( ) ( ω ω ω ω passive active i X X K f ? = (4) 式(4)中之 active X 、 passive X 分别为结构主动端与 被动端之位移量, ) ( ω K 为结构动态刚性(Dynamic Stiffness),利用式(4)关系便能利用实验求得激振入力 值。但是,除非能取得制造商提供之结构动态刚性系 数,否则都需要另外以实验方式取得结构动态刚性系 数。另外,当结构刚性甚高,实验所得之结构形变量 趋近於零,(即主/被动端位移量相同),所得之入力值 为零,这与事实不符。因此,具高刚性之结构物不适 用此方法来量测入力条件。 2.1.2反矩阵法(Matrix Inversion method) 反矩阵法假设受测结构物为线性均匀材料,利用 激振锤/激振器方式激振结构物,由激振入力讯号与结 构响应讯号,求得结构物之频率响应分析函数 (Frequency Response Function, FRF): ) ( ) ( ) ( ω ω ω static static lab F X H & & = ( 5) 其中 static F 与 static X & & 分别为结构於静态状况(static)所受 之激振入力(N)与响应讯号(m/s 2 ), ) ( ω static H 则为静态 状况之传递路径响应函数矩阵。 待求得上述 ) ( ω static H 结果後,再实际量测操作状 态(operate)的结构响应讯号 ) ( ω operate X & & ,便能利用反矩 阵法求得操作状态下实际入力: )} ( { )] ( [ )} ( { 1 ω ω ω operate static X H f & & ? = ?( 6 ) 一般来说,利用反矩阵法时,需有正确的频率响应 函数,与响应曲线特徵良好的相关性(Coherence)结 果,才能得到不错的测试结果。 2.2 空气传递音(Air borne) 由 式 (2)可将空气传递音表示为: ∑ = ? = N i i acoustic i q H p 1 )}) ( { )] ( ([ )} ( { ω ω ω ( 7) (7 ) 其中 acoustic i H )] ( [ ω 为空气音传递路径响应函数矩阵, ) ( ω i q 为体积流速(V olume velocity,m 3 /s)。空气传递音的 分析方法是以反矩阵法来分析。将体积速度声源 (V olume Velocity Source, VVS)放置於声源位置(如引擎 室、进排气口等),量测静态状况(Static)声源位置与车 内乘员位置之间的空气传递频率响应函数 static i H )] ( [ ω 。 待求得上述空气传递频率响应函数 static i H )] ( [ ω 後,便可再将实际操作状态声压讯号 ) ( ω operate p ,利用反矩阵法求得操作状态下实际声压: )} ( { )] ( [ )} ( { 1 ω ω ω operate lab p H p ? = ?(8) 3. 实验流程 本文探讨动力系统各传递路径对车内噪音之贡献 度,主要来源为引擎振动噪音。前述振动噪音可分类 为结构传递音及空气音,一般引擎产生的振动噪音与 转速及缸数的阶次频率有关,以本文测试车 4 缸引擎 转速 1200 RPM时引擎阶次频率为 40 Hz,空气音泛指 燃烧及流体运动产生之噪音,透过防火墙及引擎盖吸 音材料可有效抑制,且实车主观评价空气音不明显, 因此忽略空气音影响,并假设结构传递音为主要噪音。 结构传递音指因结构振动而产生之声音,所以接 受者必须处於与激振源有耦合的结构体,於实车引擎 与车体透过引擎脚(Engine mount)连接,激振能量透过 引擎脚传递至车厢内产生结构噪音;由此可知引擎脚 为动力系统之主要传递路径,图 1 为测试车及其引擎 脚位置。 Hammer Passive point Reference point Front Right Left Rear 1 2 1 2 X Y Z X Z Y图 1 测试车及引擎脚位置 依据前述车辆振动噪音传递路径模型与方法可 知:进行传递路径分析需要得到结构响应函数与激振 入力等条件。本文选择反矩阵法求解激振入力,实验 流程说明如图2。反矩阵法假设车体端为激振入力点, 由该入力点考虑与车厢内接受者的响应关系。由於传 递路径分析考虑各轴向为独立入力,因此传递过程可 能各路径间产生相互叠加或消除的效应,於是相位变 化在传递路径分析有相当重要的影响。结构响应函数 及声振耦合函数可以由静态频率响应试验求得。 图 2 实验流程 传递路径分析是诊断实车 NVH 的工具,图 3为测 试车缓加速时前後座麦克风响应。Overall 曲线虽然随 转速增加,但过程中有数个峰值(peak)产生,人体对此 种非线性趋势容易觉得不适,而本文定义的问题为 3837 RPM 的峰值,该频率於前/後座均明显产生且均 为 2阶频率,故研判由动力系统引起。 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 30 40 50 60 70 80 90 Experimental TPA Compute(a) 前座 2阶响应曲线比较图 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 20 30 40 50 60 70 80 Experimental TPA Compute(b) 前座 4阶响应曲线比较图 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Experimental TPA Compute(d) 前座总声压响应曲线比较图 (a) 前座麦克风缓加速响应 (b) 後座麦克风缓加速响应 图 3前/後座麦克风响应阶次分析 在求解传递路径分析中,可依据状态指标判断资 料品质,状态指标为反矩阵计算时最大值与最大值的 比例,经验判断最大值须小於 1000,图 4 为状态指标 最大值 130 符合质料品质要求。 图 4 状态指标 传递路径实验目的在分析各路径对接受端的贡献 度,为验证其正确性,本文使用 Virtual Lab 软体模拟 前後座声压与实测值比较其精确度。图 5为 2、4阶及 Overall实验值及模拟数据比较(蓝色虚线为实测值,红 色实线为模拟值),两者趋势相当吻合;因为响应函数 试验相位量测不佳,造成模拟曲线的浮动 (fluctuation),但依然符合实验趋势;2500 RPM以下转 速 overall差距较大,因低转速除了与引擎相关的 2、4 阶尚有其它噪音源如进排气噪音影响,造成计算的误 差。 图 5 前後座声压实验与模拟比较 4. 结果与讨论 结果显示实测值与模拟值在 3500 RPM 以上几乎 吻合,因此本文所定义的 3837 RPM 可以合理推断与引 擎脚结构传递音有关,由於该转速主要声源为 2 阶频 率噪音,图 6为各路径对 2阶频率噪音的贡献度分析, 明显看出与副支架(sub-frame)连接的後引擎脚贡献度 最高,而图 7为引擎转速 3837 RPM 下各路径噪音传递 量值比较,後引擎脚 X 轴向传递量最高,表示该处为 改善的关键。 图 8 为後引擎脚 X 轴向激振源、传递路径与接收 者的关系图,由作用力乘以声振耦合函数即为端受端 响应。其中作用力值於 1500~6000 RPM差距不大,表 示引擎脚有良好的隔振效果;然而声振耦合结构函数 於 3000~4500 RPM量值增加,因此造成该转速区域接 受端响应提高。引擎脚声振耦合函数在 3000 RPM 以上 的传递路径相当敏感(sensitive),该现象与引擎脚设计 及劣化程度有关。 经由传递路径诊断得知後引擎脚 X 轴向为主要传 递路径,且主要原因为声振耦合函数过高。因此要改 善 NVH 应降低该处的声振耦合函数值,使用的方法有 加大或放软引擎脚或在结构连接处加装阻隔材料 (Isolation)抑制能量传递。 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 30 40 50 60 70 80 90 Experimental TPA Compute(a) 後座 2阶响应曲线比较图 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 20 30 40 50 60 70 80 90 Experimental TPA Compute(b) 後座 4阶响应曲线比较图 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Experimental TPA Compute(d) 後座总声压响应曲线比较图 图 6 前座 2阶响应贡献度分布图 图 7 3837 RPM各路径传递响应分布图 图 8 後引擎脚 X轴向入力、声振函数与响应比较 5. 结论 NVH虽然是无形的感受,却是顾客对品质的第一 印象。本文以主观评价为出发点,以实际使用者的体 验定义问题,配合传递路径分析以客观数据分析量 化,得知後引擎脚为动力系统的主要传递路径,而原 因来自过高的声振耦合函数,提出建议方法可以加大 或放软引擎脚,或者在结构连接处装设阻隔材料抑制 传递。 实验结果显示本文忽略空气音影响为合理假设, 但须视不同车辆而定。若要进一步提昇精确度,则须 考虑排气系统之振动及排气音;排气系统一般在低转 速主要为 2 阶频率,中高转速则为空气音,加入分析 可提高低转速之模拟准确度。 6. 参考文献 [1] K. Genuit and J. Poggenburg, “The Design of Vehicle Interior Noise Using Binaural Transfer Path Analysis,” SAE Paper No.1999-01-1808, Noise and Vibration Conference and Exposition, Traverse City, Michlgan, U.S.A., May 1999. [2] Krishna R. Dubbaka, Frederick J. Zweng and Shan U. Haq, “Application of Noise Path Target Setting Using the Technique of Transfer Path Analysis,” SAE Paper No.2003-01-1402, Noise and Vibration Conference and Exhibition, Traverse City, Michlgan, U.S.A., May 2003. [3] Antonio Vecchio, Herman Van Der Auweraer, Peter Kindt, Tom Houthoofdt and Paul Sas, “Experimental Transfer Path Analysis fo a Hybrid Bus,” SAE Paper No.2005-01-2335, Noise and Vibration Conference and Exposition, Traverse City, Michlgan, U.S.A., May 2005. [4] 林世政,李建兴,吴勇宏, 「勳力系统传递路径分 析技术」 ,中华民国振动噪音工程学会第 16 届学 术 研讨会,台北科技大学,2008。 作用力 声振耦 合函数 接受端 响应
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