基于頻響函數(shù)子結(jié)構(gòu)綜合法的NTF優(yōu)化

張志達(dá) 謝然 張武

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院）

整車NVH性能開發(fā)是一個“制定目標(biāo)、分解目標(biāo)、檢驗(yàn)?zāi)繕?biāo)”的過程。要保證整車NVH性能，首先各子系統(tǒng)的NVH性能要得以保證。采用有限元方法分析時，汽車的有限元計算模型較大，結(jié)構(gòu)局部優(yōu)化后需要對整個結(jié)構(gòu)重新分析，會帶來很大的工作量，而且效率也很低。這時就用到了模態(tài)綜合技術(shù)，模態(tài)綜合的基本思想是“化整為零，結(jié)零為整”[1]。文獻(xiàn)[2]所提出的機(jī)械導(dǎo)納法在工程上是很有效的，該方法將對頻率響應(yīng)函數(shù)的求逆減少到界面坐標(biāo)上的頻率響應(yīng)函數(shù)求逆，某種程度上減小了矩陣求逆的病態(tài)問題[3]。但是文獻(xiàn)[2]的方法只適用于各子系統(tǒng)為獨(dú)立結(jié)構(gòu)，具有一定的局限性。文獻(xiàn)[4]通過引入子結(jié)構(gòu)間的相關(guān)項(xiàng)，建立了一種多子結(jié)構(gòu)綜合法，可以應(yīng)用于非獨(dú)立子結(jié)構(gòu)之間的綜合，這種方法稱為GRC方法（Generalized Receptance Coupling method）。GRC在子結(jié)構(gòu)綜合方面有一定的通用性，并且可以提高計算分析效率，文章主要用到該方法，該方法在很大程度上減少了子系統(tǒng)修改后整車優(yōu)化的分析時間，提高了工作效率。

1 GRC方法[4]

GRC方法在多子結(jié)構(gòu)綜合方面更具有通用性，圖1示出子結(jié)構(gòu)之間已有部分自由度互相連接。

文獻(xiàn)[4]提出的子結(jié)構(gòu)系統(tǒng)關(guān)系，如式（1）所示。

裝配結(jié)構(gòu)系統(tǒng)關(guān)系，如式（2）所示。

式中：a'——子結(jié)構(gòu)系統(tǒng)A內(nèi)部自由度；

b'，c'——子結(jié)構(gòu)系統(tǒng)B和C連接界面自由度；

n'，j'——綜合后整體結(jié)構(gòu)的內(nèi)部和界面自由度；

x——自由度對應(yīng)位移，m；

f——作用力，N；

H——頻響函數(shù)。

子結(jié)構(gòu)系統(tǒng)B和C連接界面的自由度（xb'）和（xc'）剛性連接后，得到裝配結(jié)構(gòu)整體頻響矩陣，如式（3）所示。

文獻(xiàn)[4]提出的子結(jié)構(gòu)綜合法是建立在剛性連接假設(shè)的基礎(chǔ)上，實(shí)際當(dāng)中還有很多是彈性連接或彈性和剛性混合連接。多數(shù)彈性連接件可以用剛度和阻尼等信息進(jìn)行參數(shù)化，使其與子結(jié)構(gòu)完全獨(dú)立，這些方法在LMSVirtual.Lab軟件里都已經(jīng)有應(yīng)用，文章不再詳述。

2 方法驗(yàn)證

為了驗(yàn)證FBS方法的可靠性，現(xiàn)將該方法分析的結(jié)果與傳統(tǒng)頻響分析方法的結(jié)果進(jìn)行對比分析。以某款整備車身有限元模型為例，分析2種方法計算得到的噪聲傳遞函數(shù)曲線及原點(diǎn)頻響曲線。噪聲傳遞函數(shù)主要是指輸入點(diǎn)（車身與底盤和動力總成的關(guān)鍵連接點(diǎn)）激勵力與車內(nèi)目標(biāo)位置（駕駛員右耳和后排右后乘員左耳）輸出噪聲聲壓級之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，用于評價汽車結(jié)構(gòu)對振動和噪聲的靈敏特性。

以后懸置安裝點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員右耳的噪聲傳遞函數(shù)分析為例，對比2種不同方法計算的結(jié)果。傳統(tǒng)的分析方法，在整備車身和車身聲腔的聲振耦合模型中，在前副車架后懸置安裝點(diǎn)施加單位力激勵，進(jìn)而得到該點(diǎn)在激勵方向上車內(nèi)駕駛員右耳的聲壓響應(yīng)，整備車身模型，如圖2所示。

FBS方法是將整備車身分為車身子系統(tǒng)和前副車架子系統(tǒng)，因此，首先計算車身上與副車架連接點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員右耳的聲壓響應(yīng)及各安裝點(diǎn)的原點(diǎn)頻響，車身模型，如圖3所示；然后計算副車架單體上與車身連接處各點(diǎn)的原點(diǎn)頻響函數(shù)及后懸置安裝點(diǎn)到這些點(diǎn)的傳遞函數(shù)，副車架模型，如圖4所示；經(jīng)過頻響函數(shù)子結(jié)構(gòu)綜合，最后得到后懸置安裝點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員右耳的噪聲傳遞函數(shù)曲線。

用傳統(tǒng)傳遞函數(shù)計算方法和FBS方法進(jìn)行對比分析，圖5示出整備車身后懸置安裝點(diǎn)Z向原點(diǎn)動剛度對比。從圖5可以看出，實(shí)線與虛線基本重合，局部地方有少許差別；該點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員右耳的噪聲傳遞函數(shù)，如圖6所示，圖6中120～140 Hz略有差別，其余頻段2條曲線基本重合。從對比分析圖5和圖6可知，傳統(tǒng)的傳遞函數(shù)分析方法與FBS方法得到的原點(diǎn)頻響函數(shù)和噪聲傳遞函數(shù)非常接近，這就證明了FBS方法的有效性。

3 實(shí)例分析

3.1 問題及原因分析

根據(jù)主觀評價，某款開發(fā)車型后排加速噪聲過大，且在2 600，3 200 r/min附近存在一定轟鳴聲。對其進(jìn)行3擋全油門加速測試，麥克風(fēng)布點(diǎn)位置為后排右側(cè)乘客左耳，測試結(jié)果，如圖7所示。

從圖7可以看出，3擋全油門加速噪聲較大，且聲壓級在2 600，3 200，4 000 r/min附近存在峰值。從激勵源和傳遞路徑考慮，引起加速噪聲過大的原因主要是發(fā)動機(jī)和傳遞路徑。通過發(fā)動機(jī)表面聲壓級和動力總成懸置主動端振動測試排除發(fā)動機(jī)的原因。通過對整備車身各懸置安裝點(diǎn)、擺臂安裝點(diǎn)和懸架安裝點(diǎn)的原點(diǎn)動剛度（IPI）以及各安裝點(diǎn)到車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的NTF仿真分析，發(fā)現(xiàn)后懸置安裝點(diǎn)Z向動剛度不足引起的結(jié)構(gòu)噪聲過大，導(dǎo)致加速噪聲超標(biāo)。如圖8和圖9所示，后懸置安裝點(diǎn)Z向IPI較差，后懸置Z向激勵到后排右乘員左耳的NTF也較大，最大值達(dá)到69 dB（A）。

后懸置安裝在前副車架上，而前副車架通過螺栓剛性連接在車身上，因此需要確認(rèn)是車身結(jié)構(gòu)問題還是副車架結(jié)構(gòu)問題。對車身上副車架安裝點(diǎn)IPI和這些點(diǎn)到車內(nèi)后排右側(cè)乘員左耳NTF進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)這些都滿足設(shè)計要求。

對前副車架單獨(dú)進(jìn)行分析，分析結(jié)果，如圖10所示。發(fā)現(xiàn)前副車架后懸置安裝點(diǎn)Z向IPI過低，尤其是在200 Hz內(nèi)IPI較差，存在2個較大的峰值，因此需要對前副車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

3.2 基于FBS的NTF優(yōu)化

從以上分析可知，主要是前副車架后懸置安裝點(diǎn)動剛度較低，引起的加速噪聲過大，需要對前副車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，提高后懸置安裝點(diǎn)動剛度。在優(yōu)化過程中，如果每次修改副車架結(jié)構(gòu)都在整備車身模型上分析，會花費(fèi)大量時間，降低工作效率。因此，用基于FBS法進(jìn)行優(yōu)化分析，可以節(jié)約計算時間，提高工作效率。

3.2.1 建立分析模型

將整備車身分為2個子系統(tǒng)，一個是車身及附件（如圖11所示），該子系統(tǒng)只需計算1次；另外一個是前副車架（如圖12所示），前副車架結(jié)構(gòu)簡單，計算分析也方便快捷，這樣就大大提高了效率。

首先完成各子系統(tǒng)本體及連接界面的頻響分析；然后通過2個子系統(tǒng)連接特性把2個子系統(tǒng)綜合起來，該款車型前副車架與車身是剛性連接。1）車身子系統(tǒng)分析模型建立。將車身上與前副車架連接點(diǎn)各自由度作為激勵輸入，車內(nèi)聲壓和連接處原點(diǎn)頻響作為輸出，分析結(jié)果得到車身子系統(tǒng)的頻響函數(shù)。2）副車架子系統(tǒng)分析模型建立。將副車架后懸置安裝點(diǎn)作為激勵輸入，與車身連點(diǎn)各自由度和響應(yīng)輸出，并計算連接點(diǎn)處原點(diǎn)頻響，得到副車架子系統(tǒng)的頻響函數(shù)。該頻響綜合分析是使用LMS Virtual.Lab軟件里的Assembly Analysis模塊完成的，將車身子系統(tǒng)和前副車架子系統(tǒng)通過剛性單元連接起來，最終得到綜合后的頻響函數(shù)。

3.2.2 優(yōu)化方案及結(jié)果

經(jīng)過對前副車架多個優(yōu)化方案的分析，最后得到有效提高前副車架后懸置安裝點(diǎn)動剛度的方案，改進(jìn)方案，如圖13所示，即在前副車架后橫梁下增加加強(qiáng)梁。優(yōu)化后動剛度結(jié)果，如圖14所示。從圖14可以看出，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)較原結(jié)構(gòu)動剛度提高，尤其是200 Hz以內(nèi)，明顯優(yōu)于原結(jié)構(gòu)。

將車身子系統(tǒng)和優(yōu)化后前副車架子系統(tǒng)通過剛性單元連接起來，最終得到綜合后的頻響函數(shù)，即整備車身后懸置安裝點(diǎn)Z向IPI和該點(diǎn)到后排右側(cè)乘員左耳的NTF。對比分析結(jié)果，如圖15和圖16所示，后懸置安裝點(diǎn)Z向IPI較之前明顯提高，后懸置安裝點(diǎn)Z向激勵到車內(nèi)后排內(nèi)耳的頻響函數(shù)NTF也降低了，分析結(jié)果表明聲壓級平均降低了8 dB（A）。

3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證改進(jìn)后的效果，在實(shí)車上進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。圖17示出前副車架后橫梁加焊加強(qiáng)梁的圖片。對其進(jìn)行3擋全油門加速測試，對比改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)，后排加速噪聲聲壓級，如圖18所示。從圖18可以看出，整體聲壓級水平較之前降低，尤其是2 600，3 200，4 000 r/min峰值附件聲壓級降低了2～3 dB（A），2 000～5 000 r/min加速聲壓級曲線較之前變得平緩，加速噪聲過大問題得到有效改善。

4 結(jié)論

文章介紹了基于頻響函數(shù)子結(jié)構(gòu)綜合分析方法，并通過實(shí)例驗(yàn)證了該方法在整車IPI和NTF優(yōu)化方面的有效性。基于頻響函數(shù)子結(jié)構(gòu)綜合法，可以實(shí)現(xiàn)多子結(jié)構(gòu)，多連接特性的頻率響應(yīng)綜合。該方法在很大程度上減少了子系統(tǒng)修改后整車優(yōu)化的分析時間，提高了工作效率。