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(xué) 汽車與交通工程學(xué)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(xué) 汽車與交通工程學(xué)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(dòng)機(jī)激勵(lì)的情況下進(jìn)行了噪聲傳遞函數(shù)(NTF)分析，識(shí)別出后懸置Z向激勵(lì)引起的聲壓響應(yīng)超出了目標(biāo)值。通過連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析和聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析找出導(dǎo)致關(guān)鍵路徑噪聲問題的原因，針對(duì)聲學(xué)貢獻(xiàn)量大的板件以及激勵(lì)源局部動(dòng)剛度不足的部位分別提出了優(yōu)化方案，經(jīng)過仿真驗(yàn)證優(yōu)化后的后懸置Z向激勵(lì)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(diǎn)動(dòng)剛度；聲學(xué)貢獻(xiàn)；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(fèi)者的重視。在進(jìn)行汽車NVH性能分析時(shí)如果能準(zhǔn)確判斷每個(gè)激勵(lì)點(diǎn)對(duì)車內(nèi)噪聲的影響是否在合理范圍之內(nèi)，并且對(duì)超出目標(biāo)值的路徑進(jìn)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(xué)者通過噪聲傳遞函數(shù)進(jìn)行汽車NVH性能的優(yōu)化。張志達(dá)等[1]運(yùn)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(diǎn)動(dòng)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(duì)象，考慮動(dòng)力總成懸置對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，通過傳遞函數(shù)分析得到對(duì)車內(nèi)噪聲影響較大的路徑；侯獻(xiàn)軍等[3]以提高某微型車內(nèi)NVH性能為目標(biāo)，對(duì)有限元模型進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析識(shí)別出危險(xiǎn)工況并進(jìn)行優(yōu)化。

目前大部分學(xué)者在利用噪聲傳遞函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，僅選擇從連接點(diǎn)動(dòng)剛度或者板件聲學(xué)貢獻(xiàn)其中單一的角度出發(fā)，很少將兩者結(jié)合起來進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)；在噪聲問題診斷方面，多使用板件貢獻(xiàn)度分析，雖然能識(shí)別出貢獻(xiàn)大的板件，但是對(duì)于面積大的板件缺乏針對(duì)性，Altair公司的Optistruct求解器能夠計(jì)算出耦合面上節(jié)點(diǎn)的貢獻(xiàn)度，能精確找出需要優(yōu)化的部位，為聲學(xué)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(dòng)機(jī)激勵(lì)對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，通過噪聲傳遞函數(shù)分析識(shí)別出關(guān)鍵路徑，利用板件貢獻(xiàn)度，節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度識(shí)別出貢獻(xiàn)量大的部件，連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析發(fā)現(xiàn)后懸置Z向動(dòng)剛度需要加強(qiáng)，通過添加加強(qiáng)板和改變板件厚度的方法進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，經(jīng)過仿真驗(yàn)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(xué)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(xué)表達(dá)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(diǎn)激勵(lì)力。

傳遞函數(shù)主要考察車身上關(guān)鍵點(diǎn)(車身與底盤以及動(dòng)力系統(tǒng)的連接點(diǎn))和車內(nèi)目標(biāo)位置(駕駛員右耳，乘客右耳)輸出聲壓級(jí)之間的對(duì)于函數(shù)關(guān)系，由式(1)可知，響應(yīng)點(diǎn)的聲壓不僅僅與激勵(lì)力有關(guān)也與噪聲傳遞函數(shù)有很大關(guān)系，式中激勵(lì)力指的是振動(dòng)通過懸置系統(tǒng)傳遞到車身連接點(diǎn)的的激勵(lì)力[4]。通過輸入點(diǎn)的傳遞函數(shù)曲線和管控線評(píng)價(jià)每個(gè)激勵(lì)方向是否滿足設(shè)計(jì)要求，識(shí)別出關(guān)鍵的路徑進(jìn)行優(yōu)化。

1.2 連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析

連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析是指在一定頻率范圍內(nèi)通過在加載點(diǎn)施加單位力作為輸入激勵(lì)，同時(shí)將該點(diǎn)作為響應(yīng)點(diǎn)，求得該點(diǎn)的頻率范圍內(nèi)的加速度響應(yīng)，也稱為原點(diǎn)導(dǎo)納。

原點(diǎn)導(dǎo)納數(shù)學(xué)表達(dá)為

(2)

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

2 有限元模型建立

2.1 建立Trimmed—body模型

利用Hypermesh分別對(duì)白車身、副車架、車身的閉合件的幾何進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元尺寸為8 mm。完成后進(jìn)行各部件的裝配，發(fā)動(dòng)機(jī)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(diǎn)有較好的適用性[6]，因此采用ACM單元模擬車身焊點(diǎn)。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(gè)波長至少有6個(gè)單元的原則同時(shí)考慮計(jì)算的精度和速度，取單元邊長為60 mm。又因?yàn)樽螌?duì)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(jìn)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(dòng)機(jī)激勵(lì)，在模型發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置、右懸置以及后懸置點(diǎn)分別施加X、Y、Z3個(gè)方向單位力，約束車身前后4個(gè)彈簧支座處6個(gè)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(diǎn)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(jì)權(quán)聲壓，目標(biāo)聲壓級(jí)為55 dB。

連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析頻率為1～500 Hz，在各懸置點(diǎn)施加3個(gè)平動(dòng)方向的單位力，輸出均為發(fā)動(dòng)懸置點(diǎn)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(lì)在155～160 Hz頻率段的聲壓響應(yīng)均超過了目標(biāo)值55 dB，峰值頻率在156 Hz達(dá)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(lì)下的響應(yīng)作為研究對(duì)象，以降低峰值聲壓為目標(biāo)進(jìn)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(diǎn)動(dòng)剛度分析

后懸置連接點(diǎn)動(dòng)加速度頻響曲線如圖3，通過對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與后懸置的連接點(diǎn)加速度導(dǎo)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(diǎn)動(dòng)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(dòng)態(tài)特性，進(jìn)而識(shí)別出剛度不足的區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化[8]。

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

因?yàn)樵撥囆偷陌l(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)態(tài)特性對(duì)后懸置的連接點(diǎn)導(dǎo)納有直接的影響，判斷可能是由于副車架的局部模態(tài)導(dǎo)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(dǎo)致懸置支架在Z向也出現(xiàn)較大振幅，使得連接點(diǎn)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(xué)貢獻(xiàn)分析

車內(nèi)噪聲是乘坐室所有板件振動(dòng)引起的，但是每個(gè)板件對(duì)響應(yīng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)是不同的，在某一頻率下甚至?xí)胸?fù)貢獻(xiàn)的板件出現(xiàn)，乘坐室由幾十個(gè)主要板件構(gòu)成，對(duì)噪聲產(chǎn)生重要影響的板件可能只有幾個(gè)，因此為了發(fā)現(xiàn)問題的癥結(jié)所在需要進(jìn)行板件貢獻(xiàn)分析。為了更精確的識(shí)別出貢獻(xiàn)度高的部位，利用Optistruct提供的節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度與板件貢獻(xiàn)度相結(jié)合的方法對(duì)傳遞路徑進(jìn)行診斷分析。

以后懸置Z向激勵(lì)曲線為診斷目標(biāo)曲線，將車身的板件分為前擋風(fēng)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(gè)板件，輸出板件在峰值頻率156 Hz處的貢獻(xiàn)量，通過Hypergraph進(jìn)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(xiàn)量較大的板件是前后擋風(fēng)玻璃、防火墻和頂蓋；從圖6所示的峰值頻率節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)云圖上可以出現(xiàn)較大貢獻(xiàn)區(qū)域的部位在頂蓋后橫梁之間，防火墻和前后擋風(fēng)玻璃上的節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)量分布比較均勻。

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

圖6 耦合面節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度Fig.6 Grid contribution of the coulping surface

綜上所述，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置Z向激勵(lì)響應(yīng)曲線與該點(diǎn)Z向動(dòng)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(lì)的連接點(diǎn)動(dòng)剛度曲線出現(xiàn)較大峰值，激勵(lì)源局部剛度不足，需要對(duì)副車架局部動(dòng)剛度進(jìn)行加強(qiáng)；前后窗、頂棚、防火墻是貢獻(xiàn)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(jì)板件。

4 車內(nèi)噪聲優(yōu)化與驗(yàn)證

4.1 車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過聲學(xué)貢獻(xiàn)的分析結(jié)合實(shí)際的情況，對(duì)汽車頂蓋和防火墻進(jìn)行改進(jìn)。根據(jù)節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度，在頂蓋貢獻(xiàn)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(biāo)記所示。

由于從板件貢獻(xiàn)度分析中看出防火墻總貢獻(xiàn)量較大并且在節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度云圖上看出防火墻的貢獻(xiàn)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(lì)源局部剛度優(yōu)化

通過激勵(lì)源局部剛度的優(yōu)化來提升連接點(diǎn)的導(dǎo)納特性，降低車內(nèi)聲壓響應(yīng)。根據(jù)連接點(diǎn)動(dòng)剛度和副車架局部模態(tài)分析的結(jié)果對(duì)副車架底板進(jìn)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(qiáng)板，兩端通過兩層焊與車架底板相連，加強(qiáng)板位置和形狀如圖8圓圈標(biāo)記處所示，通過加強(qiáng)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(qiáng)板位置Fig.8 Position of the reinforcement plate in sub-frame

4.3 仿真驗(yàn)證

通過上述優(yōu)化方案用有限元模型進(jìn)行仿真驗(yàn)證。為了更清晰的觀察優(yōu)化前后連接點(diǎn)動(dòng)剛度在20～200 Hz內(nèi)的變化，加速度不采用對(duì)數(shù)形式表達(dá)。結(jié)果如圖9，從后懸置連接點(diǎn)動(dòng)剛度曲線看出，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置點(diǎn)的加速度導(dǎo)納曲線在峰值明顯降低。后懸置Z向激勵(lì)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(yàn)證，優(yōu)化方案對(duì)后懸置Z向激勵(lì)下的響應(yīng)取得很好的降噪效果，激勵(lì)源局部剛度得到了提高。

同時(shí)為了驗(yàn)證NTF優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)對(duì)車內(nèi)噪聲的整體影響，在發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)懸置點(diǎn)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(lì)聲學(xué)響應(yīng)和連接點(diǎn)動(dòng)剛度對(duì)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(duì)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(shí)別出關(guān)鍵的路徑，根據(jù)仿真結(jié)果發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)聲壓響應(yīng)超過了目標(biāo)值，需要針對(duì)該路徑的響應(yīng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2) 節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)度能夠提供更加細(xì)節(jié)的信息，與板件貢獻(xiàn)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(lì)源局部和聲學(xué)貢獻(xiàn)量兩個(gè)角度進(jìn)行聲學(xué)優(yōu)化，取得了很好的優(yōu)化效果，為實(shí)際工程項(xiàng)目提供了思路。

4) NTF優(yōu)化對(duì)車內(nèi)噪聲的控制有很好的實(shí)用價(jià)值，對(duì)關(guān)鍵路徑的結(jié)構(gòu)優(yōu)化可以提高車內(nèi)整體聲學(xué)性能。

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(責(zé)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?yàn)檐囕v振動(dòng)與噪聲控制。E-mail：zhixiang.lusl@ujs.edu.cn。

U467.4+93

A

1674-0696(2017)08-110-05