LMS Test Lab在整车路面载荷提取中的运用

各点噪声值的第一阶主分量与试验测量分析结果基本吻合，车内各点的噪声值主要由其第一阶主分量组成，其它几阶主分量对车内噪声的贡献量均很校因此，在进行传递路径分析时，可忽略其它几阶主分量，只取第一阶主分量进行分析。

在进行了主分量分析之后，将多参考耦合系统转换为单参考的独立系统进行分析，确认了主要的能量组成成分，忽略不重要的能量成分，从而实现降维以简化问题。然后建立TPA分析模型，选取目标点、传递路径、指示点及分析工况（根据以上主分量分析结果，本次分析采用第一阶主分量工况）。运用逆矩阵的方法求解载荷激励，进而拟合出车内目标点的噪声结果，并进行传递路径贡献量分析，分析结果如下图所示：

图6 拟合的目标点声压结果与试验结果对比图

图7 路径贡献量分析结果图

从图6中可以看出，拟合出的车内噪声结果与试验所得的结果吻合得很好，两者的频谱特性基本一致。从贡献量分析图7中可以看出，车内前侧驾驶员及副驾乘员外耳位置处在116Hz及240Hz左右的噪声峰值主要由后悬架传递的，80Hz及140Hz左右的峰值频率主要来源于前悬架系统。车内后排乘员外耳处的噪声在86Hz、116Hz及240Hz左右的峰值主要来源于后悬架系统，前悬架系统对车内后排乘员外耳处的噪声结果贡献较小。因此，可知通过该TPA模型获得的路面载荷激励力是可靠的，获得的激励力结果如下图所示，车辆左右悬架系统是对称系统，故获得的左右侧激励力基本一致。

图8 前悬架连接处路面载荷激励力结果

4 结论

本次试验运用多参考点的处理方法，结合主分量分析将复杂的耦合问题简单化为独立的单参考点问题。进而建立了相关传递路径分析模型，利用逆矩阵法获得了悬架系统与车身连接处的激励力。同时进行了传递路径贡献量分析，了解每条传递路径对车内目标点的能量贡献情况，该车车内噪声的几个峰值频率116Hz及240Hz主要来源于后悬架系统。拟合出了车内目标点的噪声结果，经与试验所获得的结果相比对，两者有着很好的一致性，从而验证了所得激励力的准确性，为今后NVH仿真分析提供更为科学的输入条件。(end)