基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动传递路径二级建模应用研究

第37卷第3期

动与冲击

JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol.37 No. 3 2018

基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动

传递路径二级建模应用研究

陈剑，邓支强，曾维俊，舒宏超，李士爱，戎芳明

(合肥工业大学噪声振动工程研究所，合

肥

230009)

摘要：阐述了 OPAX方法的基本理论，对某中型卡车驾驶室振动实施传递路径分析，并针对该车结构设计特点， 提出基于OPAX方法的二级TPA分析模型，分别为动力总成-驾驶室一级传递路径模型和车架-驾驶室二级传递路径模 型。通过建模测试计算获得各级悬置动刚度、工况载荷和路径贡献量，准确定位引起驾驶室振动水平较大的原因，提出改 进方案，有效减小驾驶室振动水平。该应用研究表明二级TPA模型更符合研究对象的结构设计，能反映出更详尽的结构 路径特性，是对已有TPA模型的丰富和拓展，对

OPAX方法的工程应用具有重要的借鉴意义。

关键词：汽车NVH;传递路径分析(TPA);二级TPA建模;载荷识别;贡献量分析中图分类号：U426.3 文献标志码：A DOI:10. 13465/j. cnki.jvs.2018.03.012Transfer path two-level modeling for cab vibration based on OPAX method

CHENJianDENGZhiqiangZENGWeijunSHUHongchao，LI Shiai，RONGFangming

，，，(Institute of Sound Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China)

Abstract:

The basic theory of OPAX metliod was presented，and transfer patli analysis (TPA) for a medium-sized

truck cab vibration was done. A two-level TPA model including a powertrain-cab 1st level TP model and level TP model based on OPAX method was proposed according to structural design featustiffness，operating load and path contribution of various mount components were obtained with tests and calculations.They were used to correctly judge causes of the cab ’ s higher vibration level and propose an improved scheme to effectively reduce the cab ’ s vibration level. The results showed that the improved two-level TPA model can more fit the structure design of the study object and reflect the structure path characteristics in detail; the newmodel enriches and extends theexisting TPA model and provides a reference for the application of OPAX met!iod.

Key words: vehicle noise vibration harshness ( NVH); transfer path analysis (TPA); two-level path analysis; load identification; contribution analysis

随着汽车市场竞争的日益激烈以及汽车技术的不 断发展革新，商用车的

OPAX)方法，该方法基于参数建模对工况载荷进行识

别，利用数学手段消除噪声信号的干扰，实现了分析精 度与建模成本之间的平衡，并展开整车试验，验证了

NVH ( Noise，Vibration，

HaShneSS)问题也成为了各整车厂商所面临急需解决

的难题[1]。传递路径分析(Transfer Path Analysis，TPA)

便是一种广泛应用于机械系统振动噪声分析控制的实 验分析方法，通过对车内振动噪声源及其传递路径进 行分解、评估和排序，甄别主要的激励源和关键路径， 从而针对性的整改优化，将振动噪声控制在预定目标 值内[2驾]。传统

OPAX方法的有效性。Rao等[9]采用OPAX方法对某

款全时四驱SUV各处悬置进行动刚度识别，将识别结 果用于建立传动系统NVH性能仿真模型。针对该方

法，国内学者也进行了理论与应用研究。宋海生[10]对

TPA方法已十分成熟，在车辆NVH性

能分析方面已得到普遍应用[45]。

Janssens等[6—8]于2011年提出扩展工况传递路径

分析（Operational Path Analysis with Exogeneous Inputs，

OPAX方法进行了深入的扩展研究，首次将该方法与轻 型客车NVH实际问题相结合，形成一套完整基于OPAX 方法 整车 NVH 的 性理论、方法和流程。为提高分析精度，莫愁等[1112]将逆子结构法引 入OPAX，采用小波降噪和神经模糊逻辑算法实现对该

方法的改进。周鉉等[1314]分别针对车辆内的振动和轰 鸣声问题，采用

收稿日期：2016 -08 -08修改稿收到日期：2016-11-24第一作者陈剑男，教授，博士生导师,1962年生

OPAX方法，诊断出问题所在，采用优

化悬置和改进结构设计的方法有效解决了相应问题。

第3期

以上

陈剑等#基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动传递路径二级建模应用研究73

OPAX方法皆采用单级TPA模型，仅能体现

OPAX方法

OPAX

将结构载荷和声学载荷表示为加速度、声压和参数的 函数，如下式

出一个物理连接界面属性，用于分析多级连接系统时

则存在着模型不够精细的不足。本文采用

9(«) ==(parameters，aal(#)，apl(#))=6(#)(<\"(#) -<») (2)

-#

\\(#) =)(parameters，p(#) ) (3)

式中:a< ( #)、

数。

为适应不同的悬置特性，对应有单自由度悬置模 型和多频带悬置模型两种参数化模型，前者仅适用于 结构载荷，后者既适用于结构载荷也适用于声学载荷，

对某卡车驾驶室振动实施传递路径分析，针对卡车与 乘用车在结构上存在的差异，提出一种改进的

建模方法，应用多级建模思想，对该车动力总成到驾驶 室的二级悬置特点进行模拟。对用使二级

OPAX方法的创新应

TPA模型更符合结构设计实际，反映出更多

的路径特性细节，同时便于对后期优化设计提供更具 针对性的指导建议。

1 OPAX基本原理

由传统TPA理论可知，各路径的贡献量是作用在 该路径的载荷经由该路径的传递函数作用后在目标点 的输出，而目标点处的响应则是各条路径对该点贡献 量的叠加。在线性和时不变的假设前提下，系统某处 的响应可以表示为

当对每个频点逐点求解时，则退化为逆矩阵法。本文 仅对采用单自由度悬置模型求解振动载荷进行阐述。

1.2 单自由度悬置模型（Single Degree of Freedom,

SDOF)

在单自由度悬置模型中，悬置动刚度被简化为静 刚度、阻尼和质量三参数的函数，则通过悬置元件传递 至被动端的结构载荷可以表达为

#) > $ 5@( #)#) ? $ 5@( #)\\( #)(1)

i=l /=1

式中:2@(#)为目标点@总的贡献量;#为圆频率; 分别为振动和声学传递路径数量;9 (#)、\\ (#)分别 为振动和声学载荷;(#)、5@ (#)分别为被动端结构 和声学载荷至目标点@之间的非耦合频响函数。

由式（1)可知，实施TPA分析的两大基本步骤为： ①运行工况载荷识别'②路径非耦合频响函数估计。 为克服已有载荷识别方法的不足，OPAX采用参数化载

荷识别模型获取运行工况载荷。参数化载荷识别模型 是建立

9 ( #) =(-', # +]cl(0+?l &

(aa,(#) _ap, (#))

())

对于靠近路径输入点的振动指示点而言，仅受结 构载荷，几乎不存在声学载荷，此时指示点响应为

3?(#)= $) /【(#))= i = 1 (#) (_'#2+/#+@ ) ( ^ (#-CO

n

$ -'i(#Gqi(#)) +ci()#Gqi(#)) (#)=1

( #) = 5, ( #)( a\" ( #)-aP ( #

—(0

)

)

⑶

OPAX模型最核心的一步，该方法仅需要运行

式中

工况数据辅以少量频响函数测试，便可对路径载荷进 行识别。少量的数据可以实现问题的快速诊断，增加 指示测点和更多的工况数据则能做到对问题的高精度

。

:5q(#)被动端路径输入点i I

频响函数;3q为指示点总响应。

阶次切片，每个切片包含r个变换为分块矩阵

指示点

q

的非耦合

对指示点的工况响应做阶次跟踪分析，获得

1.1参数化载荷识别模型

参数化载荷识别模型是对悬置动刚度法的发展，模型中的动刚度不再是已知量而是待求的模型参数。

m个

r/min采样点，则式(5 )可

(6)

[*q][2] = [+]

( #11)

*qi ( #11 )*qi ( #21 )*qt(#r)*qi ( #1m)( #2m )*qi ( #rm)

orderorder 1

………

[*q]=

……L...

-#1i*q(#11)

-〇#21 *qq ( #21)-#?1

( #1)

j#11

j # 21 *qi ( #21)j#1

( #r)

-#1m*q(#1m )- #2m*q(#2m)-#L*q(#rm)

j # 1m*q ( #1m)J # 2m *qi ( #2m )j#m*q(#rm )

74

振动与冲击

2018年第37卷

动力总成振动激励经由发动机則后4个悬置传递

Gqi(#) > Hqi(#)

q( #11),(#21 )7(#f)

4 +

至车架大梁，定义经过该

4

个悬置的载荷输入为一级

路径，以便识别动力总成悬置的工况载荷;车架大梁的

order 1

振动激励再经由车身前后4个悬置传递至驾驶室，定 经过该 4

置的载荷

为

级路

以 便识别

驶室悬置工况载荷。经过每个悬置的载荷都分别从，、

12}

!

和

4 3

个方向传递至系统的下一级，进而传递至目标

点。考虑到所关注的是驾驶室振动，故而将驾驶室设 ?(#2'order m

q( #rm)

式中#4 +}、丨2

}分别为指示点响应向量和待求参数向

量

;#M 1 〇2 • Umy+0;〇2为阶次切片数目（2 1 1 &…， m)，rpmM为发动机曲轴转速(M = 1 &…，r)。

式(6)中42}的求解结果即为各悬置元件的模型 参数，结合式(4)与式（1)可得到悬置元件动刚度曲线

和运行工况载荷力，此时目标点的响应为

2(#) > $i=1 2@(#) > i=1$ H@(#)9(#)

(7)

2

驾驶室振动二级

OPAX

建模

研究对象为某中型卡车，采用

4缸4冲程柴油发

动机，发动机怠速转速为800 r/min，动力总成系统 (Power-train，PT)采用四点橡胶悬置支撑，驾驶室车身 (CAB)前悬置和后悬置都采用橡胶套总成元件支撑，

前悬置集成在驾驶室翻转机构中，后悬置安装于车架 支撑梁上部，该车动力总成-车架-驾驶室车身的振动系 统模型如图1所示。

图Fig. 1 1

动力总成Vil^ration system -车架-驾驶室车身振动系统模型

model of powertrain-frame-cab

2?二级传递路径分析模型建立

该车米用非承载式车身，动力总成和驾驶室车身 都安装在车架大梁上，由于其结构的特殊性，激励能量 的传递呈现出明显的二级传递形式特点。根据驾驶室 传递路径的这一特点，同时考虑到对驾驶室振动传递 路径实现更加详尽的分析，便于在后续工作中实施悬 置刚度匹配与结构动态修改，需要建立动力总成-车架- 驾驶室车二级传递路径分析模型。

计为各级模型的被动端。

2. 1. 1动力总成-驾驶室一级传递路径模型

动力总成-驾驶室的一级传递路径模型示意图如图 2

所示，此时车架和车身作为一个整体系统，动力总成

的振动能量经过发动机

4

个悬置减振垫传递至该系

统，继而引起驾驶室内的目标点响应。

每个目标点都有3个方向的响应，因此动力总成 到驾驶室可以抽象为12输入9

输出的振动系统，驾驶

室内每个测点都会接受这12条路径传递而来的振动

量。

动

力总成

副驾座椅地板

图2动力总成-驾驶室一级传递路径模型

Fig. 2 First level transfer path model of powertrain-cab2.1.2

车架-驾驶室二级传递路径模型

车架和车身之间采用橡胶套减振结构连接，是车 架振动能量传递至车身的主要路径，车架-驾驶室二级 传递路径模型示意图如图3所示。

与动力总成-驾驶室一级传递路径模型类似，车架

4

个悬置分别由3个方向共

12条路径将振动能量传递

至驾驶室内的测点，形成了车架至驾驶室的12输入9

的 级 系 统。

针对驾驶室建模的特点，总结出利用0PAX方法 进行二级建模求解分析的工作流程。①0PAX二级建

模:确定分级依据及各级模型路径、输入点和目标点

;

确定和建立载荷识别模型。②工况数据采集：路径输

第&期陈剑等#基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动传递路径二级建模应用研究75

12点

置

4 应的主要能量组成，

，

是引起

3

阶

激励贡献了响应的 2

阶响应的激

图3车架-驾驶室二级传递路径模型

Fig. 3 Second level transfer pathi model of frame-cab

入处、目标点和指示点响应信号。③FRF测量:各级模

型被 激励载荷至目标点

示点

。④刚度

计

载荷识别:根据数化模型计

刚

载荷。

⑤贡献量计 ：计各路

献量并进行评估

排序。

2.2运行工况数据采集

考虑 水平

激励主要来源于！向和

4向，以及合理

量， 路

入处仅考虑！向和4

向。

要量的

工

况数据包括 机转速、响应点和路

主被动端在匀加速(

％00〜2 800 r/min)工况下0. 5

〜8阶的阶

切片数据。部分测点布置如图4所示。

(a)方向盘12点位置（b)主驾座椅地板位置

(6J

M

发动机左前悬置 （d

)发动机右前悬置

H

U

(e)车身左前悬置

（f)车身右前悬置

图4

部分工况数据采集测点布置

Fig. 4 Arrangement of partial measuring points

2.2.1

响应点信号

响应点包括 方向盘、主副驾座椅地板3

个

目标点和

壁

1

示点。图

5

反映了方向盘

励值得关注。

频率 xl〇2/Hz

图5

方向盘12点位置Z向0.5〜％阶成分

Fig. 5 The color map of steering wheel vibration in 4 direction2.2.2路径输入处信号

路 号包括4个动力总成悬置主被动端加 号和4个车身悬置主被 加 号。图+反映了动力总成左 置主被 4 的主要量组成。 图6 (a)和图6 (b)知，经过悬置隔振& 量 ， 量峰值仍然 ，2阶成分

仍是主要贡献者。

频率 xl〇2/Hz

(a)发动机左前悬置主动端4

向0. 5〜％阶成分

282624222018

16141210

81

2 3

(

频率 xl〇2/Hz(b) 机左 置被

4向0.5〜％阶成分

图6

部分路径输入处工况响应信号

Fig. 6 Vibration signal of partial path input

2.3系统频响函数测试

系统 函数反映系统

应的能量传递关

系，

传路径的能量传

性都可以

表示。2.3.1 力总成C 级传递路

型被动端频

函数

采用力锤激励直接测量法获得频响函数，力锤激

励位置为4 力总成悬置被 ，方

别为！向

和

4向， 激励点位置如图

7 (a)所示，响应点位置

76

点布置

示，

上为函数 果 峰值处， 放大。

存

。

果如图

振动与冲击2018年第37卷

8

所

所示，响应点位置

的线性 函数

函数曲线，下为相干函数曲线，率处的相干系数值都接近于1，明

。

函数 ，使

应

。R

果如图9所示，相干系数值同样接近于1，系统保

性

点布置

，

果 注

。在220 Hz后频。

很高的

的

的幅值，需引

F

( a) PT 左

图7

4 激励点 ( b) 车身左 4

激励点

m.qis.ui)/*.部分频响函数测试力锤激励位置

Fig. 7 Hammer excitation point of partial FRF test

^

^•('.•日)/迴««异

°-0-0-0-0-35

o25o20o1510o0o

騌««

o

(b)

图9

(a)

车身左前后悬置Z向-主驾座椅地板位置Z向频响函数

Fig. 9 FRF from left front & back mount of cab in 4 direction to

drive seat floor in 4 direction3

驾驶室振动传递路径分析

3.1悬置元件动刚度计算结果

米用单

置模型，分别

力总成C

I

一级传递路径和车架C 级传递路

载荷辨

( b)

PT左右前悬置F向-方向盘12点位置4向频响函数

Fig. 8 FRF from left & right front mount of PT in Y direction to

steering wheel in 4 direction2.3.2

为 支撑于

车架-驾驶室二级传递路径模型被动端频响函 数

似 别为

支撑 向

图8

识。求得动力总成悬置元件和 刚

线，如图刚

车身悬置元件的

10所示。

线可以看出，悬置元件的动刚度值随

，

车身采[胶

上，力锤激励位置为

4

个车身悬置被动

，方 Y和4

，

激励点位置如图

7 ( b)

，动力成悬置

元件的动刚度范围为100〜600 N/mm， 车身悬置元件的动刚 围为1 000〜1 700 N/mm， ，驾

车身悬置采用的 套元 力总成悬置减振更“硬”。 ，各 置元件的刚度值在低 （'0Hz以下） ， 相 。

率的增加呈现似线性的增

7

mm

•&

-rUIUI81

1 7l i 6 •&

^'.左价悬Z

^价悬Z

.右^'左后悬Z

^.右后 Z悬l.

i5 .41

i 1 3lri li

n

(a)动力总成悬置Y向动刚度（b)动力总成悬置4

线 线

向动刚度（c) 车身悬置Y向动刚（d) 线

车身悬置4向动刚线

0各级悬置动刚度曲线

Fig. 10 Dynamic stiffness curve all mounts

3?传递路径工况载荷识别

架，限于篇幅，仅列出发动机2阶工况悬置处的工况载荷，如图

置传

量给车

图1

3. 2.1动力总成驾 级传递路径载荷识别

动力总成各阶激励经4

11所示。

从图11 以看出，驾驶室振动能量占优的2

阶

第&期陈剑等#基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动传递路径二级建模应用研究

和 34

77

下，动力总成传递至车架的载荷力在低转速时普 遍较高

N。

知了悬置元件各个方向的工作载荷和系统的

，1 200〜2 200 r/min工作载荷变化不大，2 200 r/min以上呈上升趋势。此外，左右 置F向载荷力相对比较突出，需要 置动刚 ，以

3.3传递路径贡献量分析

函数后， （7)计各条路

目标点

果。

018 ----1-10 ---------------1-15 -----------------x 102/(r • miiT120 1----------------)25 1---------28

1发动机转速(g)

动力总成悬置F向2阶工况载荷

(b)动力总成悬置Z向2阶工况载荷

图11 力总成悬置 载荷Fig. 11 Dynamic load of mounts of PT

3.2.2

车架-驾驶室二级传递路径载荷识别

车架经由4个车身悬置传

车身

，2

阶

下车身悬置处的工作载荷如图12所示。

发动机转速xK^r.mirr1)

(a)驾驶室车身悬置F向2

阶工况载荷

(b)驾驶室车身悬置4向2阶工况载荷

图12驾驶室车身悬置工况载荷 Fig. 12 Dynamic load of mounts of cab

从图

12中可以看出，驾驶室车身悬置处F向载荷

力都很小，可以忽略，而4 载荷力 ， 是怠

下 置位置处的载荷分别 了 25 N

的贡献量，将各路

献量合成结果与目标点

丨结果 ，观主要峰值点的捕捉效果，以

评价

传递路

型的 。3.3.1

力总成-驾驶室一级传递路径贡献量

文目标点

数据

图可以看出，各

目标点2阶 下的

量占主要成分，因

主要考察2阶 ，计得到的动力总成各悬置路径

各目标点的

献量，

方

12点位置4

向

献量排序如图13所示。

图13

—级路径对方向盘12点位置4向振动贡献量

Fig. 13 Contribution of first level paths to steering wheel vibration

in 4 direction

容易发现，OPAX方法计算得到各路径贡献量的合 成结果 目标点的实际测量结果云图

是

的，主要峰值存在于发动机转速

1 000 r/min、

2 100 r/min和2 580 r/min处，仅数值上存在一定差 异，主要与以下几点 相关:①为快 的关键，合理 验成本，根据验知识，未考虑悬置，以及排气系统 置的 '②于系统频函数测量时激励空 限，实际力锤激励方”工载荷方向存 ，使得 函数的测量结果'③各个路 激励载荷和 函数相 ，献量叠加结果 于实际测量值;④他 存的非线性 。

力总成悬置路径贡献量结果可以发现，左前

悬置

F

向和右

置

F|

的

献量最为

突出，结合载荷

果图

11(a)可知，动力成左右

置

F向载荷过大是造成 目标点响应贡献量过

的根本原因。

3.3.2

车架-驾驶室二级传递路径贡献量

理， 车 的

传

路

，

可以获得2阶 下

车身各悬置路径对各目标

点的

献量大小，如图

14所示。

78

振动与冲击

2018年第37卷

4

结为

论

某型卡车

置点和 型，采 献量，根据

水平 车身

的现状，分

别以动力总成4 为激励端，以方 级传递路 载荷及路 4

置点作

和座椅地板位置作为目标点，建立

0PAX方法识别主要路

果提 的 ：

图1

4二级路径对主驾座椅地板位置Z向振动贡献量

Fig. 14 Contribution of second level paths to drive seat floor

vibration in 4 direction

从驾驶室车身悬置路径贡献量结果可以发现，左 前悬置

4向和左

置

4 的 献量最

为突出，其主要峰值存在于

机转速

1 280 r/min、

2 000 r/min 和 2 200 r/min 处。

3.4悬置元件刚度匹配

为 置的 传递率，提 果，降低驾

驶室振动水平，最便

的方案便是重新

力成左右 置

和 左 置

，更

“软”的

元件。

力成左右

置！向载荷过大导 路

献量

的

，

置

元 刚

。以降低左右 ！向载荷，应为目标，

置元件主轴

刚 化，

重新

的

刚

如图15所示。优化

主驾座椅地板4

应 如图16所示，

整加速过

应

都

， 峰值

果更为

。

图1

5建议匹配动刚度值示例

Fig. 15 Example of dynamic stiffness proposed

S^-OIX馨 滕

图1

6主驾座椅地板4向振动

Fig. 16 Drive seat floor vibration in 4 direction

方案。本文具体

为：

(1)

0PAX方法 应用创新，提出能够更准

的反映路 量传 的卡车 级传路 型，阐 了提 量的二级建模基

本原则。

(2) 对驾驶室振动实施了二级传递路径分析，相

比传统 方 级模型能够展现出各级悬置的刚度和载荷特性以及各级路径的传 性。

(3) 果表明，动力成左右 置和车身 左 置处的载荷 ，路径贡献量最为突出，指明 了 整 方 。

(4) 重新匹配动力总成左右前悬置和车身左前后悬置 ， 刚更“软”的 元件， 了

刚度值， 计算表 置优化

水平显著降低。

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果进行分析有如下结论：

： 学，2015.

(1)三 轴振动控制系统频响函数辨识法所得系

[6] 吴吉平.多输人多输出频域正交多项式模态参数识别方

统轴向传递函数基本相同，共振点在1 200 Y和 法[D].长沙：中南大学，2002.1 800 Y左右，反共振点在750 Y左右，Z轴向传递函 [7] 刘良玉.多输人多输出频域模型参数识别[D].西安:西

安电子科技大学，2013.数与,、F向的有一定的差异，共振点在1 300 Y左右，

[8] 杜永昌，管迪华.多输人多输出频域模态识别算法的探讨

反共振点在1 000 Y左右，三轴向辨识得到的传递函

[J].清华大学学报（自然科学版），1997, 37 ( 11 )：

数虽然存在共振峰及反共振峰（奇异点），但其峰值较 63-66.

DU Yongchang， GUAN Dihua. Study of multiple input 小，均控制在试验规定的范围内，系统频响函数估计精

multiple output frequency domain parameter estimation method 度较高。

[ J ] . JouUnal of Tsinghua UniveUsity ( Science and

(2) 三轴振动台功率谱复现试验显示，目标有效值

Technology)，1997, 37(11)： 63-66.

为4)，,、！、Z轴测得控制有效值分别为3. 968 3)、 [9] 朱银龙.多输人多输出正弦振动试验控制系统的研究 3.953 1)、4. 100 8)，均在规定范围值内。[D].南京:南京航空航天大学，2007.

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频率范围内的功率谱都达到很好的控制效果，各轴上

HAN Jun， BAO Ming， NI Hongwei. An improved method

控制响应谱均在目标谱的± 3 dB范围内，满足工程试 based on evolutionary programming for multi-shaker random

vibration control [ J ]. China Mechanical Engineering，2003， 验要求。

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