李書(shū)陽(yáng)，常光寶，梁靜強(qiáng)，呂俊成

(上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司,廣西柳州 545007)

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某SUV車(chē)型內(nèi)飾車(chē)身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化分析

李書(shū)陽(yáng)，常光寶，梁靜強(qiáng)，呂俊成

(上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司,廣西柳州 545007)

為提升某SUV車(chē)型NVH性能，利用Hypermesh軟件建立了有限元模型，采用Radioss軟件中的頻率響應(yīng)分析方法進(jìn)行了噪聲傳遞函數(shù)仿真計(jì)算分析；然后通過(guò)模態(tài)分析確定了備胎倉(cāng)區(qū)域是對(duì)噪聲傳遞函數(shù)影響較大的面板；對(duì)備胎倉(cāng)區(qū)域排氣系統(tǒng)吊架進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。結(jié)果表明：優(yōu)化方案滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求，提升了整車(chē)NVH性能，降低了開(kāi)發(fā)風(fēng)險(xiǎn)，節(jié)約了開(kāi)發(fā)成本。

聲固耦合；內(nèi)飾車(chē)身；噪聲傳遞函數(shù)；有限元方法；優(yōu)化

0　引言

隨著人民生活水平的不斷提高，人們對(duì)汽車(chē)的要求也越來(lái)越高，舒適性已經(jīng)成為和動(dòng)力性能、安全性同等重要的關(guān)注要素，而表征舒適性的汽車(chē)NVH(Noise、Vibration和Harshness)性能就成為當(dāng)前研究的熱點(diǎn)問(wèn)題。其中，汽車(chē)噪聲問(wèn)題主要包括空氣直接傳遞的空氣噪聲和因結(jié)構(gòu)振動(dòng)引起的結(jié)構(gòu)噪聲等，它不僅會(huì)造成環(huán)境污染，還會(huì)影響駕駛員行駛的專(zhuān)注程度,降低車(chē)輛的行駛安全，更有甚者會(huì)對(duì)車(chē)內(nèi)人員的精神和生理造成危害。車(chē)身噪聲傳遞函數(shù)(Noise Transfer Function，NTF)表示施加于汽車(chē)車(chē)身的輸入激勵(lì)載荷與車(chē)內(nèi)噪聲參考點(diǎn)輸出噪聲之間的對(duì)應(yīng)函數(shù)關(guān)系，對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲控制有著重要的影響。車(chē)身噪聲傳遞函數(shù)能夠有效地在汽車(chē)設(shè)計(jì)階段進(jìn)行聲固耦合分析評(píng)估，從而盡早發(fā)現(xiàn)和改進(jìn)潛在的設(shè)計(jì)問(wèn)題，也可為車(chē)內(nèi)噪聲預(yù)估和控制提供依據(jù)，目前已在NVH性能開(kāi)發(fā)中廣泛應(yīng)用。

以某SUV車(chē)型為研究對(duì)象，建立內(nèi)飾車(chē)身(Trimmed Body，TB )模型，采用頻率響應(yīng)分析方法及模態(tài)分析方法，開(kāi)展了噪聲傳遞函數(shù)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)研究工作。

1　聲固耦合理論

將車(chē)身結(jié)構(gòu)視為彈性體，則車(chē)室空腔的聲壓變化會(huì)激勵(lì)車(chē)身壁板產(chǎn)生振動(dòng)，而車(chē)身壁板的振動(dòng)又會(huì)通過(guò)對(duì)臨近空氣的壓迫改變車(chē)室內(nèi)的聲壓。在考慮耦合效應(yīng)的情況下，將車(chē)身壁板振動(dòng)作為聲腔激勵(lì)源的邊界條件，車(chē)內(nèi)聲腔的有限元方程可以表示為：

(1)

式中：p為各節(jié)點(diǎn)的聲壓向量；S為結(jié)構(gòu)聲學(xué)耦合矩陣，表示流體與結(jié)構(gòu)的相互作用，且:

ST=∫ANnTN′TdA

(2)

式中：A為流體與結(jié)構(gòu)的耦合面；nT為邊界的單位法向量；N為聲壓形函數(shù)；N′為結(jié)構(gòu)的位移形函數(shù)。

受到空氣振動(dòng)作用的影響，車(chē)身結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)方程式可以寫(xiě)為：

(3)

式中：Ms、Ks分別為車(chē)身結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣；u為結(jié)構(gòu)位移向量；pb為邊界節(jié)點(diǎn)上的聲壓向量；Fs為施加在結(jié)構(gòu)上的廣義外力向量。

綜合式(1)和式(3)，得到不考慮阻尼情況下的聲固耦合系統(tǒng)有限元方程式：

(4)

求解式(4)的特征值與特征向量，就可以得到聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)頻率與振型。

2　NTF有限元分析及優(yōu)化

2.1建立聲固耦合有限元模型

聲固耦合有限元分析模型包括車(chē)身結(jié)構(gòu)的TB模型和車(chē)身聲學(xué)空腔有限元模型兩部分。TB模型包括白車(chē)身、儀表板、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、閉合件、前后保險(xiǎn)杠、座椅骨架以及與車(chē)身相連的附件等，對(duì)剛度影響較小的一些部件用集中質(zhì)量來(lái)模擬；聲學(xué)空腔的有限元模型用有限元流體的單元來(lái)模擬，包括乘員艙、座椅和行李箱空腔三部分的有限元模型。圖1表示了聲固耦合模型的構(gòu)成。

選取某SUV車(chē)型內(nèi)飾車(chē)身作為分析對(duì)象，利用Hypermesh軟件進(jìn)行有限元網(wǎng)格建模，鈑金件選用Shell單元類(lèi)型，單元尺寸10 mm×10 mm；選用Acm單元模擬焊點(diǎn)連接；螺栓連接選用Rigids單元；對(duì)單元賦予相應(yīng)的結(jié)構(gòu)屬性和材料屬性，鈑金件材料參數(shù)中，彈性模量為2.1×105MPa，材料密度為7.83×103kg/m3，泊松比為0.3。將自由邊界設(shè)定為有限元仿真邊界條件。在車(chē)身關(guān)鍵接附點(diǎn)處分別施加X(jué)、Y、Z3個(gè)方向的動(dòng)態(tài)單位激勵(lì)力，激勵(lì)點(diǎn)位置如表1所示，分析頻域?yàn)?0～300 Hz，運(yùn)用Radioss 求解器中模態(tài)頻率響應(yīng)算法進(jìn)行計(jì)算，得到乘客耳邊的聲壓響應(yīng)。其中車(chē)內(nèi)噪聲參考點(diǎn)根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T 18697-2002《汽車(chē)內(nèi)噪聲測(cè)量方法》的規(guī)定選取，響應(yīng)點(diǎn)位置見(jiàn)表2。由聲壓級(jí)計(jì)算公式即可轉(zhuǎn)換為乘客耳旁噪聲聲壓級(jí)響應(yīng)SPL：

SPL=20lg(p/pre)

式中：p為乘客耳旁聲壓值，pre為參考聲壓2.0×10-5Pa。

表1　激勵(lì)點(diǎn)位置

表2　響應(yīng)點(diǎn)位置

2.2NTF結(jié)果分析

某SUV車(chē)身聲壓級(jí)響應(yīng)最大值超出設(shè)計(jì)目標(biāo)70 dB要求的噪聲傳遞函數(shù)曲線如圖2所示?？梢钥闯觯涸谥攸c(diǎn)關(guān)注的20～200 Hz激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，排氣第六吊點(diǎn)X向激勵(lì)到駕駛員右耳、副駕駛左耳、后排左乘客右耳、后排右乘客左耳的聲壓級(jí)響應(yīng)最大值依次為72.8、72.2、72.7、79.7 dB，激勵(lì)頻率依次為142、142、142、144 Hz；排氣第六吊點(diǎn)Z向激勵(lì)到駕駛員右耳、副駕駛左耳、后排左乘客右耳、后排右乘客左耳的聲壓級(jí)響應(yīng)最大值依次為73.5、72.6、71.5、78.8 dB，激勵(lì)頻率依次為142、142、200、144 Hz。由此可以得出，該型汽車(chē)的聲壓級(jí)響應(yīng)對(duì)乘坐的舒適性將產(chǎn)生較大影響，為此，應(yīng)予以優(yōu)化改進(jìn)。

2.3優(yōu)化

車(chē)身噪聲傳遞函數(shù)反映的是車(chē)身結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔間的聲學(xué)特性，所以對(duì)其本身優(yōu)化即可以達(dá)到控制車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的目的。由圖2可知，在142、144、200 Hz這些頻率的激勵(lì)下，且主要集中在142 Hz激勵(lì)下可能存在激勵(lì)與車(chē)身結(jié)構(gòu)的共振現(xiàn)象。通過(guò)模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)：后地板備胎艙區(qū)域在142 Hz頻率下存在較明顯振型，見(jiàn)圖3。針對(duì)出現(xiàn)峰值的不同情況，分別采用模態(tài)參與因子和壁板貢獻(xiàn)量分析方法，找出貢獻(xiàn)比較大的部件和壁板，最后問(wèn)題點(diǎn)也集中在后地板備胎艙區(qū)域。綜上所述，需對(duì)后地板備胎艙區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。

綜合考慮車(chē)身布置、模具開(kāi)發(fā)、制造成本等，優(yōu)化方案選擇將排氣系統(tǒng)第六吊點(diǎn)吊架延長(zhǎng)至與后地板橫梁搭接，后地板與吊架搭接處做相應(yīng)小幅改動(dòng)，優(yōu)化詳情見(jiàn)圖4。由圖5可知，優(yōu)化后后地板備胎艙振型有明顯改善。

表3是排氣系統(tǒng)吊架優(yōu)化前、后排氣第六點(diǎn)X、Z向激勵(lì)時(shí)乘客耳旁聲壓級(jí)在整個(gè)頻率范圍內(nèi)最大值的對(duì)比數(shù)據(jù)，圖6則是排氣第六點(diǎn)X、Z向激勵(lì)到乘客耳旁的噪聲傳遞函數(shù)曲線。從表3及圖6可以看出：排氣系統(tǒng)吊架經(jīng)優(yōu)化后，排氣第六點(diǎn)激勵(lì)到乘客耳旁聲壓級(jí)響應(yīng)最大值及噪聲傳遞函數(shù)曲線有顯著改善，在整個(gè)頻率范圍內(nèi)，乘客耳旁聲壓級(jí)響應(yīng)均低于70 dB，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

3　結(jié)論

(1)通過(guò)有限元模型對(duì)某SUV車(chē)型噪聲傳遞函數(shù)進(jìn)行了仿真分析，發(fā)現(xiàn)了排氣系統(tǒng)第六吊點(diǎn)作為激勵(lì)點(diǎn)時(shí)乘客耳邊聲壓級(jí)響應(yīng)超出設(shè)計(jì)目標(biāo)要求的問(wèn)題；

(2)通過(guò)對(duì)模型進(jìn)行模態(tài)分析及模態(tài)參與因子和壁板貢獻(xiàn)量分析確定了備胎艙區(qū)域排氣系統(tǒng)吊架作為潛在更改目標(biāo)；

(3)通過(guò)備胎艙區(qū)域排氣系統(tǒng)吊架的優(yōu)化設(shè)計(jì)，乘客耳旁聲壓級(jí)響應(yīng)最大值及噪聲傳遞函數(shù)曲線有顯著改善，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

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Analysis and Optimization for Noise Transfer Function of the Trimmed Body of a SUV Car

LI Shuyang, CHANG Guangbao, LIANG Jingqiang, LV Juncheng

(SAIC GM Wuling Automobile Co., Ltd., Liuzhou Guangxi 545007, China)

Taking a sport-utility vehicle trimmed body as the research object, the finite element model was established based on Hypermesh software, the frequency response analysis method in Radioss was used to make noise transfer function simulation analysis. Based on modal analysis, a panel which had a bigger impact on the noise transfer function was found. The spare tire warehouse area optimization design was carried out on the exhaust system hanger.The results show that the optimized scheme satisfies the requirement of design goals, the NVH performance is improved, the development risk is reduced, the development cost is saved.

Acoustic-structure coupling；Trimmed body；Noise transfer function；Finite element method；Optimization

2016-04-20

李書(shū)陽(yáng)，男，碩士，工程師，主要從事汽車(chē)NVH仿真分析研究工作。E-mail：shuyang.li@sgmw.com.cn。

U461.4

A

1674-1986(2016)07-015-04