陸森林，任櫛翔

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

基于噪聲傳遞函數(shù)的車內(nèi)噪聲分析與優(yōu)化

陸森林，任櫛翔

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

利用Hypermesh建立某轎車的TRIMMED-BODY有限元模型、聲固耦合模型，考慮發(fā)動機激勵的情況下進行了噪聲傳遞函數(shù)(NTF)分析，識別出后懸置Z向激勵引起的聲壓響應(yīng)超出了目標值。通過連接點動剛度分析和聲學貢獻量分析找出導致關(guān)鍵路徑噪聲問題的原因，針對聲學貢獻量大的板件以及激勵源局部動剛度不足的部位分別提出了優(yōu)化方案，經(jīng)過仿真驗證優(yōu)化后的后懸置Z向激勵引起的噪聲得到了降低，車內(nèi)噪聲也得到了控制。

車輛工程；噪聲傳遞函數(shù)；連接點動剛度；聲學貢獻；優(yōu)化

0 引 言

NVH性能是汽車平順性的重要體現(xiàn)，已經(jīng)越來越受到汽車企業(yè)和消費者的重視。在進行汽車NVH性能分析時如果能準確判斷每個激勵點對車內(nèi)噪聲的影響是否在合理范圍之內(nèi)，并且對超出目標值的路徑進行優(yōu)化就能有效的提高汽車的NVH性能。

國內(nèi)已經(jīng)有一些學者通過噪聲傳遞函數(shù)進行汽車NVH性能的優(yōu)化。張志達等[1]運用頻響子結(jié)構(gòu)綜合法，通過前副車架和車身的頻響分析和接附點動剛度提高，完成整備車身的NTF性能的優(yōu)化；李彩霞[2]以某面包車模型為研究對象，考慮動力總成懸置對車內(nèi)噪聲的影響，通過傳遞函數(shù)分析得到對車內(nèi)噪聲影響較大的路徑；侯獻軍等[3]以提高某微型車內(nèi)NVH性能為目標，對有限元模型進行噪聲傳遞函數(shù)分析識別出危險工況并進行優(yōu)化。

目前大部分學者在利用噪聲傳遞函數(shù)進行優(yōu)化時，僅選擇從連接點動剛度或者板件聲學貢獻其中單一的角度出發(fā)，很少將兩者結(jié)合起來進行優(yōu)化設(shè)計；在噪聲問題診斷方面，多使用板件貢獻度分析，雖然能識別出貢獻大的板件，但是對于面積大的板件缺乏針對性，Altair公司的Optistruct求解器能夠計算出耦合面上節(jié)點的貢獻度，能精確找出需要優(yōu)化的部位，為聲學性能的優(yōu)化提供了更有效的手段。

通過建立某轎車的聲固耦合有限元模型，考慮發(fā)動機激勵對車內(nèi)噪聲的影響，通過噪聲傳遞函數(shù)分析識別出關(guān)鍵路徑，利用板件貢獻度，節(jié)點貢獻度識別出貢獻量大的部件，連接點動剛度分析發(fā)現(xiàn)后懸置Z向動剛度需要加強，通過添加加強板和改變板件厚度的方法進行優(yōu)化設(shè)計，經(jīng)過仿真驗證關(guān)鍵路徑聲壓響應(yīng)以及車內(nèi)整體噪聲得到改善。

1 基本理論

1.1 NTF分析

噪聲傳遞函數(shù)(即noise transfer function，簡稱NTF)，也稱聲學靈敏度。它指施加車身單位力在車內(nèi)產(chǎn)生的聲壓，表示結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔的固有特性。

噪聲傳遞函數(shù)的數(shù)學表達式為

(1)

式中：H為傳遞函數(shù)；P為車內(nèi)聲壓響應(yīng)；F為輸入點激勵力。

傳遞函數(shù)主要考察車身上關(guān)鍵點(車身與底盤以及動力系統(tǒng)的連接點)和車內(nèi)目標位置(駕駛員右耳，乘客右耳)輸出聲壓級之間的對于函數(shù)關(guān)系，由式(1)可知，響應(yīng)點的聲壓不僅僅與激勵力有關(guān)也與噪聲傳遞函數(shù)有很大關(guān)系，式中激勵力指的是振動通過懸置系統(tǒng)傳遞到車身連接點的的激勵力[4]。通過輸入點的傳遞函數(shù)曲線和管控線評價每個激勵方向是否滿足設(shè)計要求，識別出關(guān)鍵的路徑進行優(yōu)化。

1.2 連接點動剛度分析

連接點動剛度分析是指在一定頻率范圍內(nèi)通過在加載點施加單位力作為輸入激勵，同時將該點作為響應(yīng)點，求得該點的頻率范圍內(nèi)的加速度響應(yīng)，也稱為原點導納。

原點導納數(shù)學表達為

(2)

連接點動剛度不足是導致車內(nèi)噪聲的一個重要因素，車身上的激勵通過連接點傳遞給車身導致板件振動最終產(chǎn)生了噪聲，由于連接點動剛度不足引起的車內(nèi)噪聲即使通過加強傳遞路徑上板件的剛度也很難彌補，所以關(guān)鍵節(jié)點的動剛度分析是控制車內(nèi)噪聲的有效手段，同時也是車身NVH性能的一個重要指標[5]。

2 有限元模型建立

2.1 建立Trimmed—body模型

利用Hypermesh分別對白車身、副車架、車身的閉合件的幾何進行網(wǎng)格劃分，單元尺寸為8 mm。完成后進行各部件的裝配，發(fā)動機罩，行李箱以及車門通過鉸鏈和鎖用剛性單元(REB2)與車身連接。窗與車身采用黏膠的方式連接，車門與門框的密封條用彈簧單元模擬。由于在模態(tài)、頻響領(lǐng)域ACM焊點有較好的適用性[6]，因此采用ACM單元模擬車身焊點。儀表盤、散熱器、電池、水箱等附件均用集中質(zhì)量體現(xiàn)，并利用柔性單元(REB3)與車身連接。為了便于觀看單元采用渲染方式顯示，有限元模型如圖1。

圖1 Trimmed-body有限元模型Fig.1 Finite element model of Trimmed-body

2.2 聲固耦合模擬建立

在封閉車身的基礎(chǔ)上建立聲腔網(wǎng)格，根據(jù)每個波長至少有6個單元的原則同時考慮計算的精度和速度，取單元邊長為60 mm。又因為座椅對車內(nèi)聲腔的影響是不可忽視的，所以應(yīng)該建立帶座椅的聲腔網(wǎng)格[7]，再利用ACMODL卡片進行耦合設(shè)置?？諝饷芏热?1.29×10-12t/mm3，聲速為 3.4×105mm/s。

2.3 工況設(shè)置

考慮發(fā)動機激勵，在模型發(fā)動機左懸置、右懸置以及后懸置點分別施加X、Y、Z3個方向單位力，約束車身前后4個彈簧支座處6個自由度。采用模態(tài)瞬態(tài)分析方法，結(jié)構(gòu)模態(tài)抽取1～300 Hz，聲腔模態(tài)抽取1～600 Hz，分析頻率為20～200 Hz，響應(yīng)點根據(jù)GB/T18697—2002《汽車車內(nèi)噪聲測量方法》規(guī)定設(shè)置為駕駛員右耳A計權(quán)聲壓，目標聲壓級為55 dB。

連接點動剛度分析頻率為1～500 Hz，在各懸置點施加3個平動方向的單位力，輸出均為發(fā)動懸置點相應(yīng)方向的加速度。

3 仿真結(jié)果分析

3.1 噪聲傳遞函數(shù)分析

噪聲傳遞函數(shù)曲線如圖2，通過9條路徑上聲壓響應(yīng)的分析，可以看出后懸置Z向激勵在155～160 Hz頻率段的聲壓響應(yīng)均超過了目標值55 dB，峰值頻率在156 Hz達到56 dB。其他的8條路徑的聲壓響應(yīng)峰值較小并且均在50 dB以內(nèi)，所以將后懸置Z向激勵下的響應(yīng)作為研究對象，以降低峰值聲壓為目標進行分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

圖2 噪聲傳遞函數(shù)曲線Fig.2 Curves of noise transfer function

3.2 連接點動剛度分析

后懸置連接點動加速度頻響曲線如圖3，通過對發(fā)動機與后懸置的連接點加速度導納曲線分析發(fā)現(xiàn)在156 Hz附近Z向加速度出現(xiàn)了較大峰值，相比Y向和X向響應(yīng)曲線峰值要高很多。通常情況下連接點動剛度特性在某頻率附近較差，可以通過模態(tài)分析和相應(yīng)的振型得到在該頻率下的動態(tài)特性，進而識別出剛度不足的區(qū)域進行優(yōu)化[8]。

圖3 后懸置連接點加速度曲線Fig.3 Acceleration curves of connection point of engine rear suspension

因為該車型的發(fā)動機后懸置是與副車架連接，而不是與車身直接相連。副車架的動態(tài)特性對后懸置的連接點導納有直接的影響，判斷可能是由于副車架的局部模態(tài)導致Z向加速度過大。 通過副車架約束模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)在第2階模態(tài)固有頻率160 Hz處存在副車架Z向彎曲的模態(tài)，副車架底板變形較大，從圖4振型云圖中可以看出底板的剛度不足導致懸置支架在Z向也出現(xiàn)較大振幅，使得連接點Z向加速度曲線峰值較大。

圖4 第2階前副車架彎曲模態(tài)振型Fig.4 The second-order bending vibration of the front sub-frame

3.3 聲學貢獻分析

車內(nèi)噪聲是乘坐室所有板件振動引起的，但是每個板件對響應(yīng)點聲壓的貢獻是不同的，在某一頻率下甚至會有負貢獻的板件出現(xiàn)，乘坐室由幾十個主要板件構(gòu)成，對噪聲產(chǎn)生重要影響的板件可能只有幾個，因此為了發(fā)現(xiàn)問題的癥結(jié)所在需要進行板件貢獻分析。為了更精確的識別出貢獻度高的部位，利用Optistruct提供的節(jié)點貢獻度與板件貢獻度相結(jié)合的方法對傳遞路徑進行診斷分析。

以后懸置Z向激勵曲線為診斷目標曲線，將車身的板件分為前擋風玻璃、防火墻、中底板、坐地板、右底板、頂蓋、左圍板、右圍板等32個板件，輸出板件在峰值頻率156 Hz處的貢獻量，通過Hypergraph進行查看，結(jié)果如圖5。

從餅狀圖中可以看出，在峰值頻率處貢獻量較大的板件是前后擋風玻璃、防火墻和頂蓋；從圖6所示的峰值頻率節(jié)點貢獻云圖上可以出現(xiàn)較大貢獻區(qū)域的部位在頂蓋后橫梁之間，防火墻和前后擋風玻璃上的節(jié)點貢獻量分布比較均勻。

圖5 峰值頻率處主要板件貢獻量Fig.5 Main panel contribution at the peak frequency

圖6 耦合面節(jié)點貢獻度Fig.6 Grid contribution of the coulping surface

綜上所述，發(fā)動機后懸置Z向激勵響應(yīng)曲線與該點Z向動剛度在156 Hz附近存在相同的峰值，說明傳遞路徑?jīng)]有起到隔振的作用，傳遞路徑是主要問題[9]；后懸置Z向激勵的連接點動剛度曲線出現(xiàn)較大峰值，激勵源局部剛度不足，需要對副車架局部動剛度進行加強；前后窗、頂棚、防火墻是貢獻度較大的板件，不考慮前后窗的結(jié)構(gòu)和厚度的改變，將頂棚和防火墻作為優(yōu)化設(shè)計板件。

4 車內(nèi)噪聲優(yōu)化與驗證

4.1 車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過聲學貢獻的分析結(jié)合實際的情況，對汽車頂蓋和防火墻進行改進。根據(jù)節(jié)點貢獻度，在頂蓋貢獻度大局部加1根縱梁，通過兩層焊與頂蓋橫梁相連接，縱梁位置如圖7圓圈標記所示。

由于從板件貢獻度分析中看出防火墻總貢獻量較大并且在節(jié)點貢獻度云圖上看出防火墻的貢獻量分布比較均勻，所以將防火墻的板厚由0.75 mm增厚為0.9 mm。

圖7 頂蓋縱梁位置Fig.7 Position of the stringer on the roof

4.2 激勵源局部剛度優(yōu)化

通過激勵源局部剛度的優(yōu)化來提升連接點的導納特性，降低車內(nèi)聲壓響應(yīng)。根據(jù)連接點動剛度和副車架局部模態(tài)分析的結(jié)果對副車架底板進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。優(yōu)化方案為在地板模態(tài)振型較大處添加厚度為2 mm的加強板，兩端通過兩層焊與車架底板相連，加強板位置和形狀如圖8圓圈標記處所示，通過加強板的方式可以提高局部剛度從而降低彎曲模態(tài)的振幅。

圖8 副車架加強板位置Fig.8 Position of the reinforcement plate in sub-frame

4.3 仿真驗證

通過上述優(yōu)化方案用有限元模型進行仿真驗證。為了更清晰的觀察優(yōu)化前后連接點動剛度在20～200 Hz內(nèi)的變化，加速度不采用對數(shù)形式表達。結(jié)果如圖9，從后懸置連接點動剛度曲線看出，發(fā)動機后懸置點的加速度導納曲線在峰值明顯降低。后懸置Z向激勵下的駕駛員右耳響應(yīng)在155～160 Hz頻率段聲壓均降低了5 dB左右，在180 Hz處聲壓響應(yīng)雖有上升但仍在50 dB之內(nèi)屬于合理范圍。通過仿真驗證，優(yōu)化方案對后懸置Z向激勵下的響應(yīng)取得很好的降噪效果，激勵源局部剛度得到了提高。

同時為了驗證NTF優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)對車內(nèi)噪聲的整體影響，在發(fā)動機3個懸置點單位力共同作用下，測得駕駛員右耳的聲壓響應(yīng)。由結(jié)果圖10可以看出，經(jīng)過NTF優(yōu)化后的車身結(jié)構(gòu)，駕駛員右耳的響應(yīng)同樣得到改善，在156 Hz處的峰值聲壓降低了6 dB左右。

圖9 NTF優(yōu)化前后后懸置Z向激勵聲學響應(yīng)和連接點動剛度對比Fig.9 Comparison of acoustic response of Z direction excitation of rear suspension and the connection point dynamic stiffness before and after optimization

圖10 優(yōu)化前后駕駛員右耳響應(yīng)對比Fig.10 Comparison of the acoustic response of driver’s right ear before and after optimization

5 結(jié) 論

1) 通過噪聲傳遞函數(shù)分析識別出關(guān)鍵的路徑，根據(jù)仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)發(fā)動機后懸置點Z向激勵聲壓響應(yīng)超過了目標值，需要針對該路徑的響應(yīng)進行優(yōu)化設(shè)計。

2) 節(jié)點貢獻度能夠提供更加細節(jié)的信息，與板件貢獻度相結(jié)合能夠精確找到需要優(yōu)化的部位，提出更加合理的優(yōu)化方案。

3) 從激勵源局部和聲學貢獻量兩個角度進行聲學優(yōu)化，取得了很好的優(yōu)化效果，為實際工程項目提供了思路。

4) NTF優(yōu)化對車內(nèi)噪聲的控制有很好的實用價值，對關(guān)鍵路徑的結(jié)構(gòu)優(yōu)化可以提高車內(nèi)整體聲學性能。

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(責任編輯：朱漢容)

Analysis and Optimization of Car Interior Noise Based on Noise Transfer Function

LU Senlin，REN Zhixiang

(School of Automobile and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，P.R.China)

A trimmed body finite element model and a coupled structure-acoustic model of a car were established by Hypermesh.Considering the excitation of engine，the analysis on NTF was conducted；and it was identified that the acoustic response caused byzdirection excitation of engine rear suspension exceeded the target value.Through the analysis on the dynamic stiffness and acoustic contribution of connection points，the cause of the critical path noise problem was found.An optimization plan was proposed for the panels with large acoustic contribution and the local parts with no enough dynamic stiffness in excitation source.It is validated by simulation that the noise caused byzdirection excitation of rear suspension is reduced and the car interior noise is also controlled.

vehicle engineering；noise transfer function；connection point dynamic stiffness；acoustic contribution；optimization

10.3969/j.issn.1674-0696.2017.08.19

2016-01-22；

2016-03-15

陸森林(1957—)，男，江蘇鎮(zhèn)江人，教授，博士，主要研究方向為車輛振動與噪聲控制。E-mail：zhixiang.lusl@ujs.edu.cn。

U467.4+93

A

1674-0696(2017)08-110-05