基于传递路径分析的钣金振动对车内噪声影响及控制方法
1 传递路径分析及载荷力提取
1.1 TPA理论
在汽车NVH研究中，整车被假设为线性系统。根据噪声传递理论，系统的总响应可表示为各传递路径分响应的线性叠加：
其中，pall为系统总响应，Hi(ω)为第i条路径从激励点到响应点的传递函数，Fi(ω)为激励力频谱，N为路径数量。结构路噪的激励源为接附点被动端，每个自由度的平动均构成一条传递路径。1.2 逆矩阵法提取载荷力
通过逆矩阵法可反求激励点的工作载荷。系统的运动学方程为：
通过测量传递函数矩阵和运行工况下的加速度响应，利用广义逆矩阵求解载荷向量：其中要求指示点数量大于激励点数量的2倍，以保障求解稳定性。
2 路噪载荷识别与噪声计算
2.1 路噪载荷识别
针对某车型在粗糙沥青路面30 km/h时速下产生的35–40 Hz路噪问题，通过实验测量12个接附点（共36个自由度）到车内声学响应点的噪声传递函数（NTF），并在实车运行中采集指示点加速度数据，通过逆矩阵法反求各接附点激励力。2.2 TB车身有限元模型
建立包含551万余节点的内饰车身（TB）有限元模型及声腔耦合模型，声腔单元尺寸约50 mm，满足低频分析需求。通过ACMODL卡片实现结构与声腔的耦合。2.3 测试与仿真对比
通过仿真计算各接附点到驾驶人左耳与后排右耳的NTF，结合提取的载荷力，合成车内噪声。仿真与实测结果对比显示，35–40 Hz频段内的噪声峰值高度一致，验证了模型的有效性。
3 噪声贡献量分析
3.1 主要贡献路径分析
基于TPA方法分解38 Hz处噪声贡献，发现驾驶人左耳噪声的主要贡献路径为前副车架左前安装点Y向激励。该路径的NTF在35–40 Hz存在明显峰值。3.2 节点贡献量分析
车身和声腔可以看作是一个封闭的空腔。封闭 腔体的钣金 S 低频振动辐射到腔体中，形成低频噪 声。将空间 O 内的一点作为坐标原点，空间中的其 他点将其用作参考点。假设点 j 是闭腔钣金件 S 上 的一个点，其在声腔内点i上的辐射声压为式中：p（ij r0，ω）是从点j到点i的辐射声压；Qi是点i处 的体积声源；p（j r，ω）为点j处的声压；v（i r，ω）是声源j传输到点i的速度；r0是从点i到点O的距离；r是从点j到点 O 的距离；ω 是角频率。车身上许多点封闭腔 体钣金件S辐射噪声到点i，而点j的比例为
式中：p（r0，ω）是点i处的总声压；t j（ω）是车身封闭腔钣金部件 S 上的点 j 对内部噪声的贡献。当将所有 的点贡献绘制在一起时，可以确定每个区域对声腔 内响应点的贡献。通过对节点贡献量的分析，可以 找到主要贡献节点区域，从而确定问题点噪声的贡 献位置。 在前副车架左前安装点Y向施加1 N的力，计算 驾驶人左耳噪声的节点贡献量，如图 6 所示。通过 仿真，驾驶人左耳处在 35~40 Hz的峰值噪声主要由 后横梁的低频振动辐射引起。4 金属局部共振结构优化
4.1 振动源定位与结构设计
分析显示，顶棚后横梁在35–40 Hz频带振动显著，为此设计一种由金属支架和金属块组成的局部共振结构。该结构可通过螺栓固定于钣金表面，其固有频率可调，适用于狭窄空间。4.2 共振理论模型
结构简化为小阻尼双质量系统，通过调整支架刚度（k2）与金属块质量（m2），使其共振频率匹配目标频带，从而抑制主系统振动。4.3 仿真与实验验证
在后横梁处加装共振结构后，仿真显示振动峰值降低，驾驶人左耳噪声下降8.6 dB。同样方法应用于前横梁，后排噪声峰值降低6.4 dB。实车测试结果与仿真一致，前、后排噪声分别改善7.0 dB与5.8 dB。
5 结论
通过TPA与节点贡献量分析，精准定位了某电动车35–40 Hz路噪的根源为顶棚前、后横梁振动。基于局部共振原理设计的金属共振结构，在有限空间内实现了钣金振动的有效抑制，显著降低了车内噪声。该方法兼具仿真精度高、工程适应性强的优点，为低频噪声控制提供了新方案。【免责声明】本文来自网络或本公 众号原创，版权归原作者所有，仅用于学习等，对文中观点判断均保持中立，若您认为文中来源标注与事实不符，若有涉及版权等请告知，将及时修订删除，谢谢大家的关注。
