OTPA 技术和CAE 分析相结合在解决路噪问题中的应用

碧海晴天3 2021年12月13日浏览：1968 收藏：2

[摘要] OTPA方法作为一种新的传递路径测试分析技术在汽车工程上已经得到了一些应用，在问题路径初步识别上相比传统的TPA技术更加简捷便利。本文利用OTPA技术初步识别出了某开发车型的路噪路径，结合CAE辅助分析确定了问题根源，为整车路噪优化提供了有效的数据支持；同时，对OTPA技术的局限性进行了讨论。

关键词 : OTPA，TPA，NTF，路噪，轮胎

1 OTPA技术

车内振动和噪声往往是多个激励源（振动源、噪声源）通过多种路径，传至车内多个响应点；为了有效降低振动和噪声，需要对多个传递路径进行分析，通过分析确定通过各种路径流入车内的能量流在整个问题中的贡献量，为下一步整车的NVH优化提供有效的数据支持。

目前，常用的传递路径分析方法主要有两种：一种是工况下的传递路径分析方法，OTPA（Operationl Transfer Path Analysis)；另一种是传统的传递路径分析方法，TPA（TransferPath Analysis）。

1．1 O T P A理论基础

OTPA是一种基于相应的线性传递率函数的数值计算方法，传递率函数来源于实测数据，通过调用传递率函数进一步分析各个路径的主要贡献量。

OTPA模型中的目标点响应表达式可以写成类似于TPA模型的形式，如公式（1）所示。

式中，Yk 表示为目标点k 的响应值；s 和t 分别表示振动源和声源的路径数量；ai 表示第i 条路径工况下被动端激励处的加速度值；pj 表示第j 条路径工况下的声源处声压值；Tik 和Tjk 分别表示第i 条路径工况下被动端激励处加速度和第j 条路径工况下声源处声压到目标点k 响应的传递率函数。

OTPA模型不需要进行传统TPA的载荷识别过程，直接使用被动端激励点响应值代替激励力，另外OTPA分析过程中采用被动端响应到目标点的传递率矩阵代替测试得到的传递函数矩阵，因此传递率矩阵的条件数在整个过程中尤其关键，大多数都采用最小二乘法来计算传递率矩阵，其原理与试验模态中的多输入多输出（MIMO）方法非常类似，并且为了降低噪声对于信号的影响，奇异值分解（SVD）技术被引入到计算过程中，以降低传递率函数矩阵识别误差。

假设进行r次工况测试（一般是匀加速或匀减速工况），被动端激励与目标点响应之间的关系如公式（2）所示，也可以简写成公式（3）的形式。

式中，m 和n 分别表示被动端激励数量（或路径数量）和目标响应数量；r 表示工况数量；T 表示工况下各路径激励到目标响应的传递率函数；x 和y 分别表示工况下被动端激励和目标响应，它们的物理量类型没有限制，一般为加速度和声压，即X=[a,p]。

运行工况测试过程中一般要求工况数量r 大于路径数量m，这样求解传递率函数矩阵T 的过程就会变成一个最小二乘优化的问题。

在求解传递率矩阵T 求逆时，直接转置处理会使X 项病态，因此可以在OTPA 方法中采用奇异值分解（SVD）技术来避免这种情况发生。利用奇异值分解，X 可转化为：

式中，U 为m×m 的正交矩阵；Σ为m×r 矩阵；V 为r×r 的正交矩阵，VT 为V 的转置矩阵。

X 矩阵的奇异值分解可用于表达T 矩阵：

式中，Σ-1为Σ的逆矩阵；比较小的奇异值往往都是由于噪声和其他干扰因素导致的，应该舍去。

1 . 2 O T P A与T P A对比

OTPA由于直接使用了工况下的传递率函数，不需要使用静止载荷下的传递函数，因此可以节省大量静止载荷下传递函数的测量时间；但因激励耦合和响应耦合、路径可能丢失或传递率函数矩阵病态等原因，可能导致错误的路径贡献量分析或者错误的结论。鉴于OTPA技术具有局限性，且该技术无法判断一条重要的传递路径是由于外部的激励源问题，还是传递路径本身问题，OTPA技术在解决实际工程问题时，尚需要其他辅助方法进一步甄别和细化。

2 OTPA技术在识别路噪问题中的应用

某车型在开发阶段进行主观评价时发现路噪比较大，针对该问题进行了OTPA测试。测试中布置了27个点，包括2个响应点、12个噪声源和13个振动源，测点布置见图1。

测点布置说明见表1。

选择路噪比较大的粗糙路面，以60km/h的车速进行OTPA测试，响应点的噪声频谱分析结果见图2。

从图 2 中可以看出，路噪问题点主要有三处： 60-90Hz 右后乘客左耳噪声、 100-120Hz 驾驶员右耳噪声和 225Hz 轮胎声腔模态。其它频率段对路噪的影响较小，可不予关注。

对60-90Hz右后乘客左耳噪声和100-120Hz驾驶员右耳噪声进行工况传递路径贡献量分析，分析结果分别见图3和图4。

通过OTPA，识别出了右后乘客60-90Hz的路噪问题主要路径是来自后车轮，驾驶员100-120Hz的路噪问题主要路径是来自排气吊钩3。225Hz处的路噪问题是轮胎声腔模态共振问题，不需要进行路径贡献率分析。

3 CAE分析

后轮的振动激励是通过后悬架和后副车架接附点传递到车身；排气吊钩3是焊接在后副车架上的，后副车架是柔接在车身上，排气吊钩3的振动激励是通过后副车架接附点传递到车身；225Hz左右轮胎声腔模态的振动也是通过后悬传递到车身上的，路噪问题都集中在后悬各传递路径上。利用CAE分析，对问题路径的车身结构做进一步排查，确认车身是否存在导致路噪大的结构问题。

检查后悬相关各路径接附点CAE分析的NTF结果（见表2和表3），各问题路径上NTF均在目标值附近，车身结构满足NVH性能要求。同时，CAE分析排气吊钩3的局部模态为236Hz，后副车架模态为61Hz,这些均与排气吊钩3产生的路噪问题频率100-120Hz无对应性，这说明了OTPA在判断这一条传递路径上有误，因为在排气吊钩3处存在激励耦合的问题。

4 路噪问题解决措施及验证结果

在车身结构满足目标要求的前提下，该车60-120Hz的路噪问题将不是NTF函数过大的问题，应主要源于路面激励向车身传递较大造成的，可以通过降低后悬橡胶衬套硬度或者降低轮胎刚度来衰减路面激励。225Hz左右的轮胎声腔模态问题是轮胎的特性，可以通过在后悬增加动力吸振器、降低后悬刚度或者降低轮胎刚度等措施来降低车轮振动及振动传递。

综合以上分析，路噪问题的原因主要集中在后悬或轮胎的刚度上。降低后悬刚度，必然会提高车辆的舒适性，降低路噪，但对车辆操控性和底盘耐久性影响较大，调校时间也比较长，无法选择该方案，只能在轮胎上寻找解决方案。对样车轮胎和对标车轮胎进行轮胎力传函对比测试（见图5），结果证实了样车的轮胎在问题频率上的力传函比对标车轮胎大很多，轮胎激励过大导致路噪大。