趙敬

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司天津技術(shù)開(kāi)發(fā)分公司）

NVH 性能是決定汽車(chē)品質(zhì)感的重要指標(biāo)，振動(dòng)和噪聲控制已成為現(xiàn)代汽車(chē)開(kāi)發(fā)過(guò)程中必不可少的控制指標(biāo)。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，預(yù)測(cè)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲水平，從而盡早發(fā)現(xiàn)和改進(jìn)潛在的設(shè)計(jì)問(wèn)題，目前已在NVH 性能開(kāi)發(fā)中廣泛應(yīng)用。文章以某車(chē)型為研究對(duì)像，通過(guò)噪聲傳遞函數(shù)分析確定引起車(chē)內(nèi)噪聲的主要工況及所對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率，借助模態(tài)分析、模態(tài)與面板貢獻(xiàn)量分析，確定車(chē)身振動(dòng)較大的板件，并以此為基礎(chǔ)，進(jìn)行優(yōu)化，降低車(chē)身板件振動(dòng)和車(chē)內(nèi)噪聲。

1 噪聲傳遞函數(shù)的原理

噪聲傳遞函數(shù)（NTF），也稱(chēng)聲學(xué)靈敏度。車(chē)身的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)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，表現(xiàn)結(jié)構(gòu)與車(chē)內(nèi)聲腔的固有特性。

NTF 的數(shù)學(xué)表達(dá)式，如式（1）所示。

式中：H——傳遞函數(shù)；

P——車(chē)內(nèi)聲壓響應(yīng)，Pa；

F——輸入點(diǎn)激勵(lì)力，N。

NTF 主要考察車(chē)身上關(guān)鍵點(diǎn)（車(chē)身與底盤(pán)以及動(dòng)力系統(tǒng)的連接點(diǎn)）和車(chē)內(nèi)目標(biāo)位置（駕駛員右耳）輸出聲壓級(jí)之間的對(duì)應(yīng)函數(shù)關(guān)系。由式（1）可知，響應(yīng)點(diǎn)的聲壓不僅與激勵(lì)力有關(guān)，也與NTF 有很大關(guān)系，式（1）中激勵(lì)力指的是振動(dòng)通過(guò)懸置傳遞到車(chē)身連接點(diǎn)的激勵(lì)力[1]。通過(guò)輸入點(diǎn)的傳遞函數(shù)曲線(xiàn)和參考線(xiàn)評(píng)價(jià)每個(gè)激勵(lì)方向是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，識(shí)別出關(guān)鍵的路徑以進(jìn)行優(yōu)化。

2 分析模型及結(jié)果

2.1 分析模型

NTF 分析的有限元模型包括車(chē)身結(jié)構(gòu)內(nèi)飾車(chē)身（TB）模型和聲腔模型兩部分，如圖1所示。TB 模型包括白車(chē)身、儀表板、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、閉合件、座椅以及與車(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)量模擬，并用柔性單元（RBE3）與車(chē)身連接。地毯和阻尼片等用均布質(zhì)量模擬。

圖1 內(nèi)飾車(chē)身及聲腔有限元模型

整個(gè)系統(tǒng)不施加任何約束，為自由狀態(tài)，在車(chē)身與動(dòng)力系統(tǒng)及底盤(pán)系統(tǒng)連接點(diǎn)上施加載荷，共11 個(gè)接附點(diǎn)，如圖2所示。在0～300 Hz 的頻率范圍內(nèi)，分別沿著X，Y，Z 3 個(gè)方向施加 1 N 的單位載荷。在車(chē)內(nèi)聲腔，以駕駛員右耳為響應(yīng)點(diǎn)，輸出其聲壓級(jí)，考察其在不同工況下的噪聲水平。

圖2 車(chē)身接附點(diǎn)

2.2 分析結(jié)果

采用MSC.Nastran 軟件求解，得到每個(gè)工況下響應(yīng)點(diǎn)的噪聲頻率響應(yīng)曲線(xiàn)，并與目標(biāo)曲線(xiàn)進(jìn)行對(duì)比，對(duì)不滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)的曲線(xiàn)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)和分析。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，目標(biāo)值設(shè)定為55 dB。

通過(guò)統(tǒng)計(jì)分析發(fā)現(xiàn)，在重點(diǎn)關(guān)注的20～200 Hz 頻率范圍內(nèi)，左后減振器接附點(diǎn)Y，Z 向激勵(lì)，駕駛員右耳聲壓級(jí)響應(yīng)曲線(xiàn)超出目標(biāo)，聲壓級(jí)響應(yīng)最大值分別為60.8 dB 和57.7 dB，對(duì)應(yīng)的激勵(lì)頻率分別是52 Hz 和24.5 Hz，如圖3所示。

圖3 左后減振器接附點(diǎn)噪聲傳遞函數(shù)曲線(xiàn)

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

對(duì)上述不滿(mǎn)足目標(biāo)工況的激勵(lì)頻率進(jìn)行分析，判斷引起噪聲的原因，主要分析方法有接附點(diǎn)動(dòng)剛度分析、模態(tài)和面板貢獻(xiàn)量分析等。

首先從接附點(diǎn)的動(dòng)剛度方面考慮，左后減振器Y 向的平均動(dòng)剛度是8 570 N/mm、Z 向的平均動(dòng)剛度是27 961 N/mm，均滿(mǎn)足大于目標(biāo)值（5 000 N/mm）。

從結(jié)構(gòu)模態(tài)貢獻(xiàn)量看，左后減振器Y 向激勵(lì)，52 Hz 附近結(jié)構(gòu)模態(tài)獻(xiàn)量最大的是114 階，如圖4所示。車(chē)身模態(tài)振型，如圖5所示。

圖4 車(chē)身結(jié)構(gòu)模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖5 第114 階車(chē)身模態(tài)振型（54.63 Hz）圖

聲腔模態(tài)貢獻(xiàn)最大的是第2 階，如圖6所示，聲腔模態(tài)振型，如圖7所示。

圖6 車(chē)身聲腔模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖7 車(chē)身第2 階聲腔模態(tài)振型（59.32 Hz）圖

板件貢獻(xiàn)量最大的是后背門(mén)內(nèi)板和后背門(mén)玻璃，如圖8所示。

圖8 汽車(chē)板件貢獻(xiàn)量

同理找出，左后減振器Z 向激勵(lì)，在24.5 Hz 附近，對(duì)NTF 影響比較大的因素也在后背門(mén)上，第26 階模態(tài)頻率為25.31 Hz，振型如圖9所示。

圖9 車(chē)身第26 階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖

通過(guò)以上綜合分析，發(fā)現(xiàn)左后減振器激勵(lì)，駕駛員右耳聲壓級(jí)超標(biāo)，主要是由于后背門(mén)剛度不足，內(nèi)板振動(dòng)較大，與聲腔的2 階模態(tài)耦合引起的[2]。聲腔結(jié)構(gòu)修改可能性不大，故對(duì)后背門(mén)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，在后背門(mén)內(nèi)外板之間添加支架并將后背門(mén)內(nèi)板的厚度從0.6 mm增加到0.8 mm，如圖10所示。

圖10 汽車(chē)后背門(mén)支架優(yōu)化方案示意圖

圖11和圖12分別示出左后減振器Y，Z 向激勵(lì)，駕駛員右耳NTF 在優(yōu)化前后的對(duì)比。從圖11和圖12可以看出，優(yōu)化后，駕駛員右耳NTF 曲線(xiàn)有顯著的改善，在整個(gè)頻率范圍內(nèi)，聲壓級(jí)響應(yīng)均低于55 dB，滿(mǎn)足目標(biāo)要求。

圖11 左后減振器Y 向激勵(lì)NTF 優(yōu)化前后曲線(xiàn)對(duì)比

圖12 左后減振器Z 向激勵(lì)NTF 優(yōu)化前后曲線(xiàn)對(duì)比

4 結(jié)論

文章對(duì)某車(chē)型進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析和優(yōu)化，通過(guò)模態(tài)分析、模態(tài)與面板貢獻(xiàn)量分析等手段，系統(tǒng)地闡述了噪聲峰值產(chǎn)生的原因，提出了優(yōu)化解決方案，降低了由聲腔與結(jié)構(gòu)模態(tài)耦合引起的車(chē)內(nèi)噪聲，為NTF 優(yōu)化分析提供了思路。NTF 在車(chē)內(nèi)噪聲控制中具有較高的使用價(jià)值，能有效避免車(chē)身NVH 性能開(kāi)發(fā)的風(fēng)險(xiǎn)，降低開(kāi)發(fā)成本。