丁 華，范 彬，夏洪兵

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2 中國汽車技術(shù)研究中心， 天津 300300)

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基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內(nèi)噪聲研究

丁 華1，范 彬1，夏洪兵2

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2 中國汽車技術(shù)研究中心， 天津 300300)

為了控制某車加速工況下的車內(nèi)噪聲，提出CAE分析技術(shù)結(jié)合傳遞路徑分析的方法，重點(diǎn)分析了加速工況下駕駛員右耳位置在20～200 Hz頻率范圍內(nèi)的噪聲響應(yīng)，計(jì)算了各傳遞路徑下的激勵(lì)對駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的聲壓響應(yīng)。經(jīng)過試驗(yàn)排查發(fā)現(xiàn):發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在4 200～4 700 r/min時(shí)，由于激勵(lì)力過大導(dǎo)致懸置干涉，進(jìn)而引起目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)處聲壓值過大。

車內(nèi)噪聲;CAE分析技術(shù);傳遞路徑分析;加速工況

近年來，隨著人們經(jīng)濟(jì)水平的提高，不僅僅是對汽車外觀、動(dòng)力、安全等方面的要求提高，對乘車舒適性也提出更高的要求。汽車NVH性能作為舒適性中很重要的部分越來越受到人們的重視。車內(nèi)噪聲直接影響駕駛員和乘客的乘坐舒適性，噪聲品質(zhì)差的汽車更容易造成駕駛員疲勞和身體不適，進(jìn)而影響行車安全[1-5]。加速工況是汽車最常用的工況之一，會(huì)直接影響駕駛員或乘客對汽車NVH性能的直觀感受，因此有必要對加速工況下的汽車進(jìn)行車內(nèi)噪聲控制。

國內(nèi)外學(xué)者對各種運(yùn)行工況下車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行了大量的研究。薛昊強(qiáng)等[6]利用試驗(yàn)測量出怠速下的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲通過各傳播路徑到達(dá)車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓值，用Matlab軟件來識(shí)別測量點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)之間的互相關(guān)性，根據(jù)各點(diǎn)的互相關(guān)性提出降噪方法。該方法簡潔有效，但工程技術(shù)人員需要具備一定的數(shù)字信號(hào)處理能力，且提出的降噪方法缺少試驗(yàn)驗(yàn)證。李傳兵等[7]建立了車內(nèi)噪聲的OPTA模型，利用運(yùn)行工況傳遞路徑方法對車內(nèi)聲源進(jìn)行識(shí)別。該方法能提取出主要噪聲源，具有操作簡便、省時(shí)的特點(diǎn)。王彬星等[8]針對車內(nèi)中、高頻噪聲，研究運(yùn)行工況下車內(nèi)噪聲的能量傳遞路徑，結(jié)果表明：在同等求解條件下，利用能量傳遞路徑分析(OETPA)得到的傳遞函數(shù)穩(wěn)定性優(yōu)于傳統(tǒng)的傳遞路徑分析。此方法針對的是中、高頻噪聲，但對于低頻噪聲，其頻率響應(yīng)函數(shù)的幅值和相位穩(wěn)定性比較好，因此不必采用此方法。國外方面，Elliott,A.S.等[9]提出了定置TPA分析方法，并用該方法與傳統(tǒng) TPA 方法對比分析了車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的預(yù)測情況及其貢獻(xiàn)量，結(jié)果表明：定置 TPA預(yù)測及分析精度均不低于傳統(tǒng) TPA，但數(shù)據(jù)的可讀性和傳感器布置的靈活性大大增強(qiáng)。Kim,Yong-Da等[10]通過傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)懸架系統(tǒng)振動(dòng)是200～230 Hz車內(nèi)噪聲的主要振源，采用有限元法及靈敏度分析技術(shù)發(fā)現(xiàn)下擺臂是待優(yōu)化部件，并且采用PQRSM法實(shí)現(xiàn)了下擺臂的優(yōu)化。

本文提出一種TPA與CAE結(jié)合的方法。試驗(yàn)工程師將某車在加速工況下各激勵(lì)點(diǎn)處的力輸入到車內(nèi)聲腔邊界元模型中，計(jì)算得到駕駛員右耳位置和右后乘客左耳處的聲壓響應(yīng)，然后將CAE分析得到的聲壓響應(yīng)與實(shí)測值對比，確定CAE模型的準(zhǔn)確性，從而利用仿真分析得出對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量較大的傳遞路徑，并找出該路徑貢獻(xiàn)量較大的原因，盡可能地縮短開發(fā)周期。圖1為這種方法的思路示意圖。

圖1 TPA-CAE方法思路示意圖

1 傳遞路徑理論

傳遞路徑分析(transfer path analysis,TPA)是有效測試、診斷車內(nèi)振動(dòng)噪聲水平的方法。車輛行駛過程中的各種激勵(lì)通過特定的傳遞路徑傳遞至車身，引起車身板件振動(dòng)，輻射到聲腔內(nèi)產(chǎn)生噪聲。因此，利用試驗(yàn)方法能建立“激勵(lì)源-傳遞路徑-響應(yīng)點(diǎn)”模型，計(jì)算出每一條路徑傳遞來的激勵(lì)對車身振動(dòng)的貢獻(xiàn)量，進(jìn)而改善該路徑上的板件振動(dòng)，從而達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的目的。傳遞路徑分析的優(yōu)點(diǎn)不僅在于能預(yù)測出系統(tǒng)響應(yīng)，更重要的是可以找出對響應(yīng)影響較大的關(guān)鍵噪聲源和傳遞路徑，從而可以有的放矢地改進(jìn)設(shè)計(jì)，提高工作效率。

將車身與動(dòng)力總成看作2個(gè)系統(tǒng)，這2個(gè)系統(tǒng)之間通過耦合件連接，動(dòng)力總成側(cè)設(shè)為主動(dòng)端，與車身連接側(cè)設(shè)為被動(dòng)端。常見的耦合部件包括橡膠軸套、鉸鏈等。對于車身響應(yīng)點(diǎn)處的結(jié)構(gòu)噪聲，被動(dòng)端在每個(gè)自由度到目標(biāo)點(diǎn)都構(gòu)成一條傳遞路徑。一般只考慮x、y、z方向的平動(dòng)自由度，忽略x、y、z方向的3個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度[11]。

假設(shè)車輛在加速工況下有N個(gè)耦合點(diǎn)受到激勵(lì)力作用，每個(gè)耦合點(diǎn)處考慮x、y、z三個(gè)平動(dòng)自由度，即激勵(lì)源有P=3N條傳遞路徑傳遞至車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)。本文研究的是發(fā)動(dòng)機(jī)加速工況下的車內(nèi)噪聲，故只考慮發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置接附點(diǎn)、右懸置接附點(diǎn)、后懸置接附點(diǎn)、冷卻風(fēng)扇左下接附點(diǎn)、冷卻風(fēng)扇右下接附點(diǎn)以及5個(gè)排氣吊鉤安裝點(diǎn)處的激勵(lì)力。對于某單一激勵(lì)點(diǎn)，如果已知該點(diǎn)的激勵(lì)力和某一傳遞路徑i上的傳遞函數(shù)，那么該激勵(lì)點(diǎn)通過這條路徑傳遞至車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量可以表示為

(1)

式中：H(ω)i是傳遞函數(shù)；F(ω)i是激勵(lì)力頻譜。

假設(shè)汽車是線性系統(tǒng)，目標(biāo)點(diǎn)的響應(yīng)可以看成是各條傳遞路徑貢獻(xiàn)量的矢量和，即：

(2)

式(1)中的傳遞函數(shù)H(ω)i由整車的聲固耦合模型得到，激勵(lì)力頻譜F(ω)i由試驗(yàn)工程師提供。綜合式(1)和式(2)就可以計(jì)算出各路徑車內(nèi)聲壓的總響應(yīng)。

2 整車聲固耦合模型的建立

根據(jù)子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合理論，首先分析每個(gè)子結(jié)構(gòu)(白車身、開閉件、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等)的動(dòng)力特性，并保留主要的模態(tài)信息，然后根據(jù)各個(gè)子結(jié)構(gòu)間的連接特性將其綜合以研究整體結(jié)構(gòu)的動(dòng)力特性[12]。

2.1 TB車身模型的建立

根據(jù)主機(jī)廠提供的CATIA模型，利用HyperMesh軟件進(jìn)行前處理，在保證模型實(shí)際剛度和尺寸的前提下，簡化掉一些與加速工況無關(guān)的部件，如動(dòng)力總成、排氣系統(tǒng)、傳動(dòng)軸、懸架及輪胎等，最終得到內(nèi)飾車身模型(trimmed body,TB)，即在帶擋風(fēng)玻璃的白車身(BIP)模型的基礎(chǔ)上，添加了開閉件以及質(zhì)量大于0.5 kg的內(nèi)飾件。BIP模型以8 mm×8 mm殼單元?jiǎng)澐?，螺栓采用RBE2單元模擬，焊點(diǎn)采用acm(shell gap)和penta(mig)模擬，粘膠采用adhesives模擬，膠條、緩沖塊和門鎖采用CBUSH單元模擬，內(nèi)飾件采用集中質(zhì)量模擬，單元類型選擇CONM2，并用REB3連接至安裝點(diǎn)。TB車身模型單元總計(jì) 2 109 717個(gè)，模型總質(zhì)量為875.4 kg。TB車身有限元模型如圖2所示。

圖2 TB車身有限元模型

2.2 聲腔模型的建立

抽取TB車身模型的內(nèi)表面、座椅蒙皮的外表面生成2階四面體單元。聲腔模型單元尺寸為50 mm，單元類型選擇PSOLID。聲腔模型如圖3所示，其中透明部分為空氣流體介質(zhì)，不透明部分為座椅蒙皮外表面。

圖3 聲腔模型

2.3 模型計(jì)算

將試驗(yàn)工程師采集的激勵(lì)力輸入到整車聲固耦合模型中，利用ACMODF卡片通過聲腔邊界上的節(jié)點(diǎn)自動(dòng)搜索結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)來實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)與聲腔的耦合作用。采用SOL111求解器得到耦合系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性曲線。

3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)的采集

3.1 激勵(lì)點(diǎn)的選取

在汽車加速工況下，僅選取與動(dòng)力總成相關(guān)的激勵(lì)源來分析不同點(diǎn)的激勵(lì)在駕駛員右耳處的響應(yīng)，以此來考察車內(nèi)噪聲水平。在測量中選取11個(gè)點(diǎn)作為激勵(lì)源測點(diǎn)，如圖4所示。由于發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置裝在前副車架上，所以激勵(lì)源測點(diǎn)也考慮了前副車架左后安裝點(diǎn)和右后安裝點(diǎn)。

1.左懸置；2.右懸置； 3.冷卻風(fēng)扇左下安裝點(diǎn)； 4.冷卻風(fēng)扇右下安裝點(diǎn)； 5.前副車架左后安裝點(diǎn)； 6.前副車架右后安裝點(diǎn)；7.第1吊耳；8.第2吊耳；9.第3吊耳；10.第4吊耳； 11.第5吊耳

圖4 激勵(lì)點(diǎn)選取位置

3.2 數(shù)據(jù)采集

試驗(yàn)中采用BSWA公司的麥克風(fēng)測量駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的聲壓，采集到的數(shù)據(jù)用LMS.Test Lab進(jìn)行處理，得到特定轉(zhuǎn)速下測試點(diǎn)的激勵(lì)力。根據(jù)四缸發(fā)動(dòng)機(jī)2階振動(dòng)理論，振動(dòng)與噪聲都以2階最強(qiáng)，由式(3)可以將轉(zhuǎn)速與激勵(lì)力的關(guān)系轉(zhuǎn)化為頻率與激勵(lì)力的關(guān)系[13]。

(3)

其中：f是頻率；r是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；n是階次。采集到的在加速工況下各激勵(lì)點(diǎn)載荷曲線如圖5所示。

圖5 在加速工況下各激勵(lì)點(diǎn)載荷曲線

3.3 試驗(yàn)過程描述

在試驗(yàn)過程中傳遞路徑分析法的應(yīng)用主要表現(xiàn)在3個(gè)方面：頻響函數(shù)FRF測試、工況數(shù)據(jù)測試和激勵(lì)力識(shí)別。本次試驗(yàn)分別進(jìn)行道路測試和臺(tái)架測試，臺(tái)架測試又包括加速工況的數(shù)據(jù)采集和路徑頻響函數(shù)測試。

4 分析結(jié)果及結(jié)論

4.1 CAE分析結(jié)果

駕駛員右耳(DRE)和后排中間座椅(RME)聲壓級(jí)(A記權(quán))響應(yīng)曲線如圖6所示。圖6中的兩條CAE曲線均是綜合11個(gè)激勵(lì)源的激勵(lì)力得到的。由圖6可以看出：發(fā)動(dòng)機(jī)在低轉(zhuǎn)速下車內(nèi)噪聲水平基本滿足要求，但發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在4 200～4 700 r/min時(shí)響應(yīng)點(diǎn)聲壓值大于目標(biāo)值，需要找出原因并提出解決方案。

圖6 目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)曲線

4.2 CAE分析結(jié)果與試驗(yàn)對比

由TPA試驗(yàn)得到的結(jié)果如圖7所示，圖中紅色曲線為實(shí)測噪聲，綠色曲線為合成噪聲。將試驗(yàn)獲得的合成噪聲與CAE仿真結(jié)果進(jìn)行對比，如圖8所示，可以看出CAE結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果有很大的相關(guān)性，因此可以通過CAE方法來找出問題點(diǎn)。

圖7 駕駛員右耳實(shí)測與合成噪聲對比

圖8 TPA試驗(yàn)與CAE仿真結(jié)果對比

5 問題點(diǎn)分析

在加速工況下，駕駛員右耳(DRE)聲壓級(jí)曲線和后排中間座椅(RME)聲壓級(jí)曲線基本滿足目標(biāo)值要求，但在轉(zhuǎn)速為4 200～4 700 r/min時(shí)超出目標(biāo)值較多，經(jīng)試驗(yàn)排查，為懸置干涉導(dǎo)致。同時(shí)，從圖5中的載荷曲線也能看出，因 4 200～4 700 r/min段激勵(lì)力過大導(dǎo)致懸置干涉。為驗(yàn)證此假設(shè)，將與發(fā)動(dòng)機(jī)懸置相關(guān)的激勵(lì)點(diǎn)的激勵(lì)力降低50%輸入到相同的聲固耦合模型中，得到的響應(yīng)曲線如圖9所示。通過圖9可以看出：降低懸置相關(guān)點(diǎn)激勵(lì)力后，發(fā)動(dòng)機(jī)在 4 200～4 700 r/min 轉(zhuǎn)速段時(shí)，駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的噪聲響應(yīng)都有明顯降低。

圖9 降低懸置相關(guān)激勵(lì)力前后的響應(yīng)對比

6 結(jié)束語

本文建立了整車聲固耦合模型，利用TPA方法獲得該車在加速工況下激勵(lì)點(diǎn)處的激勵(lì)，利用CAE技術(shù)計(jì)算出車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓。

本文將CAE技術(shù)與TPA方法相結(jié)合，提供了一種找出傳遞路徑貢獻(xiàn)量最大的問題點(diǎn)方法。這種方法具有成本低、效率高的優(yōu)點(diǎn)，還可以推廣到整車的振動(dòng)傳遞函數(shù)求解和其他運(yùn)行工況下車內(nèi)噪聲分析等方面。

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(責(zé)任編輯 劉 舸)

Study of the Automotive Interior Noise in the Acceleration Condition Based on CAE and Transfer Path Analysis

DING Hua1, FAN Bin1, XIA Hong-bing2

(1.School of Automotive and Traffic Engineering,Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;2.China Automotive Technology and Research Center, Tianjin 300300, China)

In order to control the interior noise in the acceleration condition, the paper focused on analyzing of the position of driver’s right ear noise response in the frequency range of 20～200 Hz through the CAE analysis technique combined with the transfer path analysis method, and calculating the position of driver’s right ear and right rear passenger left ear noise pressure excited by different transmission path. After the test investigation, we find that mount interference is appeared when the engine speed is 4 200 r/min to 4 700 r/min because of the large excitation force, therefore, the target response point pressure is too large.

interior noise; CAE analysis technique; transfer path analysis; acceleration condition

2016-11-18

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51575238)

丁華(1976—)，男，江蘇南通人,博士,副教授，主要從事汽車先進(jìn)制造、車身輕量化技術(shù)、車輛NVH技術(shù)研究,E-mail:dh@ujs.edu.cn。

丁華,范彬,夏洪兵.基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內(nèi)噪聲研究[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2017(4):10-14.

format：DING Hua, FAN Bin, XIA Hong-bing.Study of the Automotive Interior Noise in the Acceleration Condition Based on CAE and Transfer Path Analysis[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(4):10-14.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.04.002

U461.4

A

1674-8425(2017)04-0010-05