OTPA 技術和CAE 分析相結合在解決路噪問題中的應用

碧海晴天3

2021年12月13日 15:37

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[摘要] OTPA方法作為一種新的傳遞路徑測試分析技術在汽車工程上已經得到了一些應用，在問題路徑初步識別上相比傳統的TPA技術更加簡捷便利。本文利用OTPA技術初步識別出了某開發車型的路噪路徑，結合CAE輔助分析確定了問題根源，為整車路噪優化提供了有效的數據支持；同時，對OTPA技術的局限性進行了討論。

關鍵詞 : OTPA，TPA，NTF，路噪，輪胎

1 OTPA技術

車內振動和噪聲往往是多個激勵源（振動源、噪聲源）通過多種路徑，傳至車內多個響應點；為了有效降低振動和噪聲，需要對多個傳遞路徑進行分析，通過分析確定通過各種路徑流入車內的能量流在整個問題中的貢獻量，為下一步整車的NVH優化提供有效的數據支持。

目前，常用的傳遞路徑分析方法主要有兩種：一種是工況下的傳遞路徑分析方法，OTPA（Operationl Transfer Path Analysis)；另一種是傳統的傳遞路徑分析方法，TPA（TransferPath Analysis）。

1．1 O T P A理論基礎

OTPA是一種基于相應的線性傳遞率函數的數值計算方法，傳遞率函數來源于實測數據，通過調用傳遞率函數進一步分析各個路徑的主要貢獻量。

OTPA模型中的目標點響應表達式可以寫成類似于TPA模型的形式，如公式（1）所示。

式中，Yk 表示為目標點k 的響應值；s 和t 分別表示振動源和聲源的路徑數量；ai 表示第i 條路徑工況下被動端激勵處的加速度值；pj 表示第j 條路徑工況下的聲源處聲壓值；Tik 和Tjk 分別表示第i 條路徑工況下被動端激勵處加速度和第j 條路徑工況下聲源處聲壓到目標點k 響應的傳遞率函數。

OTPA模型不需要進行傳統TPA的載荷識別過程，直接使用被動端激勵點響應值代替激勵力，另外OTPA分析過程中采用被動端響應到目標點的傳遞率矩陣代替測試得到的傳遞函數矩陣，因此傳遞率矩陣的條件數在整個過程中尤其關鍵，大多數都采用最小二乘法來計算傳遞率矩陣，其原理與試驗模態中的多輸入多輸出（MIMO）方法非常類似，并且為了降低噪聲對于信號的影響，奇異值分解（SVD）技術被引入到計算過程中，以降低傳遞率函數矩陣識別誤差。

假設進行r次工況測試（一般是勻加速或勻減速工況），被動端激勵與目標點響應之間的關系如公式（2）所示，也可以簡寫成公式（3）的形式。

式中，m 和n 分別表示被動端激勵數量（或路徑數量）和目標響應數量；r 表示工況數量；T 表示工況下各路徑激勵到目標響應的傳遞率函數；x 和y 分別表示工況下被動端激勵和目標響應，它們的物理量類型沒有限制，一般為加速度和聲壓，即X=[a,p]。

運行工況測試過程中一般要求工況數量r 大于路徑數量m，這樣求解傳遞率函數矩陣T 的過程就會變成一個最小二乘優化的問題。

在求解傳遞率矩陣T 求逆時，直接轉置處理會使X 項病態，因此可以在OTPA 方法中采用奇異值分解（SVD）技術來避免這種情況發生。利用奇異值分解，X 可轉化為：

式中，U 為m×m 的正交矩陣；Σ為m×r 矩陣；V 為r×r 的正交矩陣，VT 為V 的轉置矩陣。

X 矩陣的奇異值分解可用于表達T 矩陣：

式中，Σ-1為Σ的逆矩陣；比較小的奇異值往往都是由于噪聲和其他干擾因素導致的，應該舍去。

1 . 2 O T P A與T P A對比

OTPA由于直接使用了工況下的傳遞率函數，不需要使用靜止載荷下的傳遞函數，因此可以節省大量靜止載荷下傳遞函數的測量時間；但因激勵耦合和響應耦合、路徑可能丟失或傳遞率函數矩陣病態等原因，可能導致錯誤的路徑貢獻量分析或者錯誤的結論。鑒于OTPA技術具有局限性，且該技術無法判斷一條重要的傳遞路徑是由于外部的激勵源問題，還是傳遞路徑本身問題，OTPA技術在解決實際工程問題時，尚需要其他輔助方法進一步甄別和細化。

2 OTPA技術在識別路噪問題中的應用

某車型在開發階段進行主觀評價時發現路噪比較大，針對該問題進行了OTPA測試。測試中布置了27個點，包括2個響應點、12個噪聲源和13個振動源，測點布置見圖1。

測點布置說明見表1。

選擇路噪比較大的粗糙路面，以60km/h的車速進行OTPA測試，響應點的噪聲頻譜分析結果見圖2。

從圖 2 中可以看出，路噪問題點主要有三處： 60-90Hz 右后乘客左耳噪聲、 100-120Hz 駕駛員右耳噪聲和 225Hz 輪胎聲腔模態。其它頻率段對路噪的影響較小，可不予關注。

對60-90Hz右后乘客左耳噪聲和100-120Hz駕駛員右耳噪聲進行工況傳遞路徑貢獻量分析，分析結果分別見圖3和圖4。

通過OTPA，識別出了右后乘客60-90Hz的路噪問題主要路徑是來自后車輪，駕駛員100-120Hz的路噪問題主要路徑是來自排氣吊鉤3。225Hz處的路噪問題是輪胎聲腔模態共振問題，不需要進行路徑貢獻率分析。

3 CAE分析

后輪的振動激勵是通過后懸架和后副車架接附點傳遞到車身；排氣吊鉤3是焊接在后副車架上的，后副車架是柔接在車身上，排氣吊鉤3的振動激勵是通過后副車架接附點傳遞到車身；225Hz左右輪胎聲腔模態的振動也是通過后懸傳遞到車身上的，路噪問題都集中在后懸各傳遞路徑上。利用CAE分析，對問題路徑的車身結構做進一步排查，確認車身是否存在導致路噪大的結構問題。

檢查后懸相關各路徑接附點CAE分析的NTF結果（見表2和表3），各問題路徑上NTF均在目標值附近，車身結構滿足NVH性能要求。同時，CAE分析排氣吊鉤3的局部模態為236Hz，后副車架模態為61Hz,這些均與排氣吊鉤3產生的路噪問題頻率100-120Hz無對應性，這說明了OTPA在判斷這一條傳遞路徑上有誤，因為在排氣吊鉤3處存在激勵耦合的問題。

4 路噪問題解決措施及驗證結果

在車身結構滿足目標要求的前提下，該車60-120Hz的路噪問題將不是NTF函數過大的問題，應主要源于路面激勵向車身傳遞較大造成的，可以通過降低后懸橡膠襯套硬度或者降低輪胎剛度來衰減路面激勵。225Hz左右的輪胎聲腔模態問題是輪胎的特性，可以通過在后懸增加動力吸振器、降低后懸剛度或者降低輪胎剛度等措施來降低車輪振動及振動傳遞。

綜合以上分析，路噪問題的原因主要集中在后懸或輪胎的剛度上。降低后懸剛度，必然會提高車輛的舒適性，降低路噪，但對車輛操控性和底盤耐久性影響較大，調校時間也比較長，無法選擇該方案，只能在輪胎上尋找解決方案。對樣車輪胎和對標車輪胎進行輪胎力傳函對比測試（見圖5），結果證實了樣車的輪胎在問題頻率上的力傳函比對標車輪胎大很多，輪胎激勵過大導致路噪大。