胡德卿

(1.深圳聯(lián)友科技有限公司 廣州分公司,廣東 廣州 510800; 2.東風(fēng)日產(chǎn)乘用車技術(shù)中心,廣東 廣州 510800)

0 引 言

隨著消費(fèi)者對(duì)車輛舒適性要求的提高[1-3],各大車企愈發(fā)重視車輛的NVH(Noise、Vibration、Harshness)研究,但是影響車輛NVH的因素非常復(fù)雜且抽象,因此找到這些關(guān)鍵的部位并進(jìn)行改進(jìn)是NVH工程師們重要的工作[4-6]。傳統(tǒng)的NTF(Noise Transfer Function)解決方案是通過板件貢獻(xiàn)量分析來找出引起車內(nèi)聲腔共振的車身板件,這種方法只能解決傳遞路徑問題,而面對(duì)激勵(lì)點(diǎn)剛度不足的問題時(shí),其對(duì)策方法具有一定的盲目性[7]。

筆者首先介紹了噪聲傳遞函數(shù)的理論概念;通過TB模態(tài)試驗(yàn)和NTF試驗(yàn)來驗(yàn)證所建立的有限元模型的準(zhǔn)確性;針對(duì)某路徑下NTF曲線峰值的問題,采用動(dòng)剛度分析、板件貢獻(xiàn)分析、模態(tài)分析及ODS分析找出該路徑下產(chǎn)生峰值的關(guān)鍵零部件;再對(duì)該零部件進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。結(jié)果表明,該路徑下的峰值消失,該方法為解決NTF問題提供了一種高效的解決思路。

1 噪聲傳遞函數(shù)概述

噪聲傳遞函數(shù)也稱為車身的聲靈敏度,其評(píng)價(jià)的是由車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)而引起的車內(nèi)噪聲水平,表示車身結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔的聲學(xué)相關(guān)特性,也表示車身內(nèi)部空腔對(duì)施加于車身結(jié)構(gòu)的激勵(lì)力所產(chǎn)生的噪聲響應(yīng),是車身結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔所固有的結(jié)構(gòu)與聲學(xué)特性[8]。

1.1 噪聲傳遞函數(shù)理論

(1)

式(1)重新寫成聲壓級(jí)響應(yīng)形式,為:

(2)

N個(gè)激勵(lì)點(diǎn)共同作用下,車內(nèi)產(chǎn)生的總噪聲為:

(3)

式中:PSB為響應(yīng)點(diǎn)聲壓級(jí),db;HSB為激勵(lì)點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的噪聲傳遞函數(shù);F為施加在激勵(lì)點(diǎn)上的力,N。

1.2 聲固耦合理論

車身板件和聲腔之間相互作用,結(jié)構(gòu)和流體之間的耦合關(guān)系可以用一個(gè)耦合矩陣R來表示:

(4)

Ff=RTQ

(5)

將聲腔分解成若干個(gè)小空間進(jìn)行離散,則流場(chǎng)內(nèi)的波動(dòng)力方程可以表示為:

(6)

將車身板上的振動(dòng)作用到聲腔上,得到關(guān)系式:

(7)

板結(jié)構(gòu)受到來自激勵(lì)點(diǎn)以及聲腔等外界激勵(lì)Fs以及Ff,則表達(dá)式為:

(8)

式中:Ms為結(jié)構(gòu)等效質(zhì)量矩陣;Cs為結(jié)構(gòu)等效阻尼矩陣;Ks為結(jié)構(gòu)等效剛度矩陣。

將式(7)、(8)寫成一個(gè)矩陣方程:

(9)

求解式(9)的特征值和特征向量,就可以得到聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)頻率與陣型。

2 數(shù)值模擬與試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 建立仿真模型

使用某SUV的內(nèi)飾車身作為驗(yàn)證對(duì)象,在進(jìn)行離散化時(shí)設(shè)定的網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)[10-12]如表1所列。

表1 網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)

網(wǎng)格尺寸10 mm,關(guān)鍵位置細(xì)化5 mm,三角率小于5%,四面體坍塌比大于0.3,網(wǎng)格數(shù)量約270萬,部品之間連接參考實(shí)際安裝方式,開閉件均附帶密封膠,內(nèi)飾采用配重處理,模型與實(shí)車保持一致,如圖1所示。提取成員艙內(nèi)部與空氣接觸的表面,構(gòu)成密閉的聲學(xué)空間,如圖2所示。

圖1 TB車身模型型 圖2 聲腔模型

網(wǎng)格劃分時(shí),聲學(xué)單元和結(jié)構(gòu)單元的單元大小不一致。文中研究的是300 Hz以內(nèi)的低頻噪聲,則噪聲分析頻率f是所研究頻率的2倍,即f=600 Hz;所以最小波長(zhǎng)為344/600=0.57 m。若每個(gè)波長(zhǎng)取12個(gè)單元,則單元長(zhǎng)度為0.57/12=0.047 5 m,網(wǎng)格單元尺寸可選為50 mm,單元類型選擇四面體單元,網(wǎng)格數(shù)量約為20萬。

有限元模型建立完成后,提交nastran進(jìn)行模態(tài)計(jì)算,使用Hyperview進(jìn)行后處理提取模態(tài)結(jié)果。

2.2 TB模型試驗(yàn)

模態(tài)試驗(yàn)是最基本的NVH特性試驗(yàn)[13-14],它通過測(cè)量結(jié)構(gòu)的輸入和輸出信號(hào)來獲取結(jié)構(gòu)的頻響函數(shù)。試驗(yàn)得出的前保對(duì)標(biāo)結(jié)果如圖3所示。

圖3 前保對(duì)標(biāo)結(jié)果

使用隨機(jī)信號(hào)作為試驗(yàn)激勵(lì)信號(hào),激振器作為激勵(lì)裝置并采用多點(diǎn)激勵(lì)的形式進(jìn)行有限元模型準(zhǔn)確性驗(yàn)證。試驗(yàn)測(cè)得各部品模態(tài)如表2所列,大部分仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果能夠很好地吻合,所建立的模型滿足分析精度要求。

表2 各部品模態(tài)

2.3 噪聲傳遞函數(shù)試驗(yàn)

在NTF試驗(yàn)中,激勵(lì)點(diǎn)和響應(yīng)點(diǎn)屬于不同點(diǎn),激勵(lì)點(diǎn)位置有發(fā)動(dòng)機(jī)懸置安裝點(diǎn)、副車架安裝點(diǎn)、減震器安裝點(diǎn)和排氣吊耳安裝點(diǎn)等,如圖4所示。

圖4 部分激勵(lì)點(diǎn)圖示

響應(yīng)點(diǎn)為主駕人耳處以及后排右側(cè)人耳處,具體描述如圖5所示。使用力錘作為激勵(lì)裝置,同一點(diǎn)敲擊10次取其平均值作為試驗(yàn)結(jié)果,試驗(yàn)?zāi)康臑榱蓑?yàn)證有限元聲腔模型的準(zhǔn)確性。

圖5 響應(yīng)點(diǎn)位置

圖6為右懸置和右后減震塔頂10～200 Hz的IPI曲線,以及某路徑的NTF曲線,由圖可見仿真值與試驗(yàn)值的結(jié)果一致,且在低頻階段擬合較好。

圖6 對(duì)標(biāo)曲線

匯總NTF對(duì)標(biāo)結(jié)果如表3所列,由于前副車架與車身之間是柔性連接,結(jié)果,受到襯套剛度值的影響,故其IPI曲線有一定的差異;此外在錘擊排氣吊耳的時(shí)候,由于空間限制等原因,選擇了吊耳附近位置代替,與實(shí)際激勵(lì)位置有一定差異,因此導(dǎo)致部分頻段失真,但NTF曲線大部分與試驗(yàn)結(jié)果趨于一致,總體建模精度良好。

表3 NTF對(duì)標(biāo)評(píng)價(jià)

3 聲固耦合頻率響應(yīng)分析及優(yōu)化

3.1 NTF-NG路徑統(tǒng)計(jì)

對(duì)TB車身進(jìn)行SOL111頻響分析,計(jì)算頻率范圍為0～300 Hz,輸出頻率范圍為20～200 Hz,解析結(jié)果低頻段部分NG路徑如表4所列,其中左懸置Y(2314Y)向、駕駛席外耳(4004)在25 Hz處出現(xiàn)較大峰值,超過目標(biāo)線7db,需要對(duì)問題路徑進(jìn)行對(duì)策分析,如圖7所示。

圖7 NTF曲線(2314Y-4004)

表4 NG路徑統(tǒng)計(jì)

3.2 入力點(diǎn)Inertance分析

NVH問題是一個(gè)從激勵(lì)到響應(yīng)的傳遞路徑問題,首先要確定入力點(diǎn)的動(dòng)剛度是否滿足目標(biāo)要求,入力點(diǎn)左懸置Y向的IPI曲線如圖8所示。從曲線可以看出,在25 Hz有明顯的共振峰值,但只能初步認(rèn)為NTF曲線的峰值有可能是激勵(lì)點(diǎn)動(dòng)剛度值偏弱的原因,需要進(jìn)一步對(duì)傳遞路徑上的問題進(jìn)行分析。

圖8 左懸置Y向IPI曲線

3.3 板貢獻(xiàn)量分析

車內(nèi)轟鳴音是由于成員艙包圍的大板與聲腔耦合產(chǎn)生的,所有大板產(chǎn)生的聲壓的貢獻(xiàn)量是不一致的,大板的總聲壓由所有板件產(chǎn)生的聲壓疊加而成,通過板件貢獻(xiàn)量分析可以快速找到對(duì)應(yīng)貢獻(xiàn)量較大的板件,以提高優(yōu)化效率。

將與成員艙包圍的大板劃分為前擋風(fēng)玻璃、防火墻、前地板、后地板、車門內(nèi)板、頂蓋和側(cè)圍等22個(gè)板件,如圖9所示。通過板貢獻(xiàn)量分析,左前門對(duì)總聲壓級(jí)貢獻(xiàn)最大,達(dá)到72%,如圖10所示。因此,該路徑在25 Hz上的峰值也有可能是右前門內(nèi)板的剛性不足導(dǎo)致。

圖9 車內(nèi)板件設(shè)置

圖10 板貢獻(xiàn)量分析

3.4 模態(tài)以及ODS分析

通過觀察TB模態(tài)結(jié)果發(fā)現(xiàn),在25 Hz下左懸置無明顯局部模態(tài),但是右前門出現(xiàn)bounce模態(tài),且內(nèi)板位移較大,如圖11所示。

圖11 25 Hz TB模態(tài)結(jié)果 圖12 ODS結(jié)果

對(duì)左懸置Y向施加25 Hz的單頻激勵(lì),進(jìn)行ODS分析,輸出的應(yīng)變能如圖12所示。右前門內(nèi)板門框處應(yīng)變能較大,結(jié)合板貢獻(xiàn)量分析結(jié)果,進(jìn)一步確認(rèn)是由于右前門內(nèi)板剛性不足,在左懸置支架Y向激勵(lì)下導(dǎo)致右前門內(nèi)板在25 Hz出現(xiàn)共振,與聲腔模態(tài)耦合,使駕駛席外耳在25 Hz出現(xiàn)轟鳴音。

3.5 優(yōu)化對(duì)策方案

與目標(biāo)車對(duì)比車門結(jié)構(gòu)差異發(fā)現(xiàn),車門腰線處加強(qiáng)件仕樣變更,將新車的腰線加強(qiáng)件替換為目標(biāo)車仕樣,如圖13所示。經(jīng)過驗(yàn)算,車門內(nèi)板的IPI曲線在25 Hz峰值下降了4 db如圖14所示,NTF曲線在25 Hz的峰值降低,改善了4 db,達(dá)到目標(biāo)車同等水平如圖15所示。

圖13 變更仕樣

圖14 車門內(nèi)板IPI曲線

圖15 NTF對(duì)策結(jié)果

驗(yàn)證結(jié)論:由于仕樣差異,新車腰線加強(qiáng)件Y向剛性比目標(biāo)車更弱,導(dǎo)致車門內(nèi)板在這個(gè)頻率下變形增大,從而使新車前門內(nèi)板IPI曲線在25 Hz附近出現(xiàn)共振峰。將新車的腰線加強(qiáng)件替換成為目標(biāo)車仕樣后,內(nèi)板剛性增強(qiáng),內(nèi)板模態(tài)頻率提高,NTF曲線在25 Hz處有改善。

4 結(jié) 論

(1) 通過模態(tài)試驗(yàn)和噪聲傳遞函數(shù)試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元TB模型以及有限元聲腔模型的準(zhǔn)確性,所建立的模型能夠較準(zhǔn)確地模擬實(shí)車情況,其仿真結(jié)果為后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供驗(yàn)證依據(jù)。

(2) 通過分析TB模態(tài)結(jié)果、IPI曲線、板貢獻(xiàn)量以及ODS結(jié)果,找出了NTF曲線產(chǎn)生峰值的原因,并對(duì)應(yīng)進(jìn)行了相應(yīng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化,通過改變車門腰線加強(qiáng)件結(jié)構(gòu),增加車門內(nèi)板的局部剛度,降低了對(duì)聲腔的貢獻(xiàn),最終有效降低該路徑下NTF曲線峰值4db,使結(jié)果滿足目標(biāo)條件。

(3) 車身噪聲問題通常是激勵(lì)源或傳遞路徑兩者的問題。對(duì)于傳遞路徑問題來說,可通過板貢獻(xiàn)量分析來快速而準(zhǔn)確地找到最大貢獻(xiàn)的板件;對(duì)于源問題來說,僅通過板貢獻(xiàn)分析存在一定的局限性,加入ODS分析可以更加直觀地找到源問題的根源,從而提高對(duì)策效率。