基于NTF 仿真分析與優(yōu)化

邢建，高志彬，陳守佳，郝大亮，張明

（青島理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，山東 青島 266520）

引言

汽車的NVH 性能越來(lái)越多的受到普遍重視，其中噪聲部分一直以來(lái)都是汽車分析中的難題。噪聲傳遞的條件包括噪聲源、傳遞路徑以及響應(yīng)點(diǎn)。汽車噪聲可能由動(dòng)力總成、車身、底盤以及車身鈑件等引發(fā)，其中汽車鈑件振動(dòng)噪聲源是駕駛室噪聲的重要組成部分。NTF 是車身聲學(xué)對(duì)激勵(lì)點(diǎn)敏感度的反映，敏感度越低則車身NVH 性能越好[1]，為了降低駕駛室車身敏感度，需要將安裝點(diǎn)NTF 曲線的峰值降到65dB以下。隨著計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)發(fā)展，CAE 仿真分析法成為了NTF 整車分析中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，此方法相比試驗(yàn)方法具有方便快捷，智能高效等特點(diǎn)。

本文通過(guò)對(duì)某輕卡樣車實(shí)驗(yàn)過(guò)程中駕駛室出現(xiàn)轟鳴聲現(xiàn)象，運(yùn)用Hyperworks 進(jìn)行NTF 仿真分析，針對(duì)安裝點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，為試驗(yàn)樣車實(shí)際改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

1 基本原理

噪聲傳遞函數(shù)（即Noise Transfer Function，簡(jiǎn)稱NTF）是指輸入激勵(lì)載荷與輸出噪聲之間的一種函數(shù)關(guān)系，用于評(píng)價(jià)結(jié)構(gòu)對(duì)振動(dòng)發(fā)聲的靈敏度特性[2]。噪聲傳遞函數(shù)表達(dá)式如下：

式中：H 表示噪聲傳遞函數(shù)；P 表示駕駛室聲壓值；F表示輸入激勵(lì)力。

由上式可知，駕駛室聲壓值與輸入激勵(lì)力和噪聲傳遞函數(shù)都相關(guān)，通過(guò)安裝點(diǎn)的噪聲傳遞函數(shù)曲線就可以計(jì)算出每個(gè)激勵(lì)方向是否符合設(shè)計(jì)要求，進(jìn)而做出針對(duì)性優(yōu)化方案。

2 建立有限元模型

使用Hypermesh 軟件對(duì)導(dǎo)入的TB 車身進(jìn)行網(wǎng)格劃分，整體采用殼單元模擬，焊點(diǎn)采用REB2 單元連接，對(duì)一些影響較低的零部件用集中質(zhì)量的方式模擬。最終有限元模型節(jié)點(diǎn)數(shù)704107，單元數(shù)909619。TB 車身有限元模型如圖1 所示。

圖1 TB 車身有限元模型

在有限元車身基礎(chǔ)上建立乘員艙聲空模型，因座椅對(duì)乘員艙聲腔模型影響較大，因此模型中應(yīng)建立有座椅的聲腔模型，乘員艙模型采用100mm×100mm 尺寸四面體網(wǎng)格建模，座椅聲學(xué)空腔模型用70×70mm 尺寸四面體單元建模；乘員艙聲學(xué)空腔密度為1.19×e-12t/mm3，聲速為3.45×e5mm/s；座椅聲學(xué)空腔密度5.95×e-11t/mm3，聲速3.45×e5mm/s。乘員艙聲腔模型如圖2 所示。

圖2 乘員艙聲腔模型

表1 加載點(diǎn)位置

在車身關(guān)鍵安裝點(diǎn)出分別加載X、Y、Z 三個(gè)方向單位力，在一定的頻率范圍1-500Hz 內(nèi)通過(guò)在加載點(diǎn)施加單位力作為輸入激勵(lì)[3]，同時(shí)將該點(diǎn)作為測(cè)量點(diǎn)，測(cè)得該點(diǎn)在該頻率范圍1-500Hz 內(nèi)的加速度作為輸出響應(yīng)，分析0～300Hz頻域響應(yīng)，加載點(diǎn)位置如表1 所示。

3 NTF 分析結(jié)果

通過(guò)計(jì)算分析TB 車身扭桿左支撐點(diǎn)以及扭桿右支撐點(diǎn)兩加載點(diǎn)噪聲傳遞函數(shù)曲線如圖3、4 所示。由圖中曲線可知，扭桿左支撐點(diǎn)Z 向激勵(lì)在48Hz 時(shí)最大聲壓級(jí)66.91dB，扭桿右支撐點(diǎn)Z 向激勵(lì)在64Hz 時(shí)最大聲壓級(jí)68.44dB[4]，兩點(diǎn)聲壓級(jí)響應(yīng)峰值均超過(guò)了NTF 設(shè)計(jì)目標(biāo)值65dB。由此可知該輕卡汽車聲壓級(jí)響應(yīng)會(huì)對(duì)乘員艙成員的乘坐舒適性造成一定影響[5]，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖3 扭桿左支撐點(diǎn)NTF 曲線圖

圖4 扭桿右支撐點(diǎn)NTF 曲線圖

4 優(yōu)化方案及仿真驗(yàn)證

通過(guò)分析產(chǎn)生聲壓級(jí)的安裝點(diǎn)位置，結(jié)合實(shí)際情況分析提出以下改進(jìn)措施：車身地板增加2.0mm 厚的縱梁內(nèi)襯板；車身地板增加0.8mm 厚的地板加強(qiáng)板。具體優(yōu)化方案對(duì)比圖如圖5 所示。

圖5 優(yōu)化方案對(duì)比圖

經(jīng)上述優(yōu)化方案改進(jìn)后，再次進(jìn)行仿真驗(yàn)證。扭桿左支撐點(diǎn)以及扭桿右支撐點(diǎn)兩加載點(diǎn)噪聲傳遞函數(shù)曲線如圖6、7所示。由圖6 可知，扭桿左支撐點(diǎn)Z 向激勵(lì)在48Hz 時(shí)最大聲壓級(jí)降到63.58dB；由圖7 可知，扭桿右支撐點(diǎn)Z 向激勵(lì)在64Hz 時(shí)最大聲壓級(jí)降到64.54dB，曲線所有點(diǎn)均處于65dB目標(biāo)值以下。通過(guò)仿真驗(yàn)證，優(yōu)化后的扭桿左、右支撐點(diǎn)Z 向激勵(lì)中的響應(yīng)均取得良好的降噪效果。

圖6 優(yōu)化后扭桿左支撐點(diǎn)NTF 曲線圖

圖7 優(yōu)化后扭桿右支撐點(diǎn)NTF 曲線圖

5 結(jié)論

本文以NTF 理論為基礎(chǔ)，通過(guò)優(yōu)化車身部件進(jìn)而達(dá)到了降低聲壓級(jí)的目的。通過(guò)CAE 方法對(duì)NTF 進(jìn)行分析，可提高工作效率，節(jié)省成本，由于本文只針對(duì)仿真做出優(yōu)化設(shè)計(jì)，方案的可行性還有待進(jìn)一步試驗(yàn)驗(yàn)證。