基于噪聲傳遞函數(shù)的車內(nèi)噪聲優(yōu)化

李訓(xùn)猛 孫艷亮

摘 要：噪聲傳遞函數(shù)是汽車NVH性能設(shè)計及評價的重要參考指標(biāo)。通過TB車身聲固耦合模型的建立，利用噪聲傳遞函數(shù)的仿真分析，找出排氣系統(tǒng)一個吊鉤至車身的路徑風(fēng)險較大。對風(fēng)險較大的排氣吊鉤進行優(yōu)化設(shè)計，使其噪聲傳遞函數(shù)符合性能要求。實車測試結(jié)果驗證了該方法的可行性。

關(guān)鍵詞：噪聲傳遞函數(shù) 車內(nèi)噪聲 優(yōu)化

NVH（振動、噪聲和舒適性）性能是汽車重要的性能之一。隨著人們對汽車各方面性能表現(xiàn)的要求原來越高，汽車NVH問題日益突出。據(jù)有關(guān)資料顯示，汽車售后反饋的問題中NVH相關(guān)問題占比超過30%。同樣，各大主機廠對車輛NVH性能的管控也尤為看重，車輛研發(fā)費用投入中，NVH相關(guān)費用占比超過20%。噪聲傳遞函數(shù)（NTF）能夠在車輛開發(fā)階段預(yù)測車內(nèi)振動噪聲水平，發(fā)現(xiàn)潛在的NVH問題，并有效的解決。汽車在行駛過程中受到多種振動噪聲源的激勵，車內(nèi)噪聲主要來自兩個方面：結(jié)構(gòu)傳播噪聲和空氣傳播噪聲。其中，由發(fā)動機和排氣等系統(tǒng)的振動和路面激勵傳遞到車身而引起車身結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生的噪聲稱之為結(jié)構(gòu)傳播噪聲[1]。

本文通過聲固耦合和噪聲傳遞函數(shù)的分析方法，找到排氣系吊耳對車內(nèi)噪聲貢獻量大的傳遞路徑，并對其位置進行優(yōu)化，有效的降低車內(nèi)噪聲水平。

1 噪聲傳遞函數(shù)（NTF）原理

噪聲傳遞函數(shù)（NTF），又稱聲振靈敏度。指當(dāng)外界激勵作用到車身結(jié)構(gòu)時，通過車身梁結(jié)構(gòu)和柱結(jié)構(gòu)在車身上傳播，車身板件受到激勵后向車內(nèi)輻射，傳遞至人耳處形成聲壓[2]，其表達式可寫為[3]

{P}={H（p/f）}{f} ? ? ? ? ? ? ? （5）

式中{P}表示特定位置的聲壓;{H（p/f）}表示從激勵源到目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)的聲振傳遞函數(shù);{f}表示施加在輸入位置的激勵力。從公式可以看出，車內(nèi)目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)大小不僅與激勵大小有關(guān)，而且與噪聲傳遞函數(shù)有關(guān)。當(dāng)激勵大小不易改變時，需要從結(jié)構(gòu)上尋求解決問題方法。車內(nèi)結(jié)構(gòu)聲是由外界激勵引起車身板件結(jié)構(gòu)振動，同時車身板件與車內(nèi)聲腔耦合向車內(nèi)輻射而產(chǎn)生。

2 有限元模型

NTF分析采用模態(tài)頻率響應(yīng)法，將車身結(jié)構(gòu)和聲腔耦合仿真。在排氣吊耳與車身的連接點處施加1N的單位力，激勵頻率范圍為20～250Hz，結(jié)構(gòu)模態(tài)阻尼比為4%，聲腔阻尼為0.12，模態(tài)頻率計算到600Hz。分析輸出主駕右耳處和右后乘客左耳處聲壓。某公司車型內(nèi)飾車身有限元模型和駕駛室聲腔有限元模型如圖1所示。圖2表示本車型排氣系統(tǒng)吊耳布置位置情況。

3 仿真結(jié)果及優(yōu)化

3.1 仿真結(jié)果

通過對排氣系統(tǒng)所有吊鉤位置的噪聲傳遞函數(shù)分析，發(fā)現(xiàn)排氣系統(tǒng)二號吊鉤位置Z向單位激勵下的傳遞函數(shù)平均處于較差水平。圖3位排氣系統(tǒng)二號吊鉤布置位置。

排氣系統(tǒng)二號吊鉤位置Z向單位激勵力作用下，車內(nèi)主駕內(nèi)耳和右后乘客內(nèi)耳位置處的聲壓曲線，如圖4所示。對比排氣系統(tǒng)吊耳接附點NTF目標(biāo)值60dB，主駕內(nèi)耳在30-50Hz頻率段和70Hz/160Hz頻率點附近均超出目標(biāo)值。右后乘客內(nèi)耳在30-50Hz、80-110Hz、140-160Hz頻率段內(nèi)均超出目標(biāo)值。

3.2 優(yōu)化

基于仿真結(jié)果，將排氣二號吊鉤Z向激勵下的噪聲傳遞函數(shù)超過目標(biāo)值范圍的峰值頻率點的響應(yīng)作為研究對象，對其進行模態(tài)貢獻量分析。發(fā)現(xiàn)中通道及地板部位的在39.2Hz、90.6Hz的模態(tài)均具有較高貢獻量，如圖5、6所示。

振動對車內(nèi)的噪聲的傳遞路徑可分為幾個模塊：激勵和原點模塊、隔振模塊和車身結(jié)構(gòu)[3]?；诒拒囆团艢獾醵跏荚O(shè)計位置，二號鉤處于中通道局部模態(tài)振型幅度較大的部位，且二號吊鉤處等效動剛度為631N/mm（X向）、992N/mm（Y向）、383N/mm（Z向），動剛度水平較低。此兩種因素皆不利于阻止外界激勵對車身能量的輸入。

通過以上分析，發(fā)現(xiàn)此排氣吊鉤噪聲傳遞函數(shù)較差的原因主要為布置位置不合理所造成的?；谲嚿斫Y(jié)構(gòu)框架已確定，通過改進車身結(jié)構(gòu)成本過高，故對排氣二號鉤的位置布置和吊鉤結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計?；谂艢庀到y(tǒng)管路路徑和車身結(jié)構(gòu)，將排氣二號鉤布置在地板下縱梁處，如圖7所示。經(jīng)分析，新方案二號吊鉤處等效動剛度為1617N/mm（X向）、4630N/mm（Y向）、1082N/mm（Z向），動剛度水平相對于原始有了較大幅度的提升。

圖8、圖9分別為排氣二號鉤優(yōu)化前后主駕內(nèi)耳和右后乘客內(nèi)耳的噪聲傳遞函數(shù)對比分析。從圖中可以看出，原方案的噪聲傳遞函數(shù)主駕內(nèi)耳在30-50Hz、70Hz、90-120Hz、160Hz四處聲壓峰值均大幅降低，聲壓基本降低至參考聲壓以下;右后乘客內(nèi)耳在30-50Hz、80-100Hz、140-160Hz處的聲壓峰值同樣下降較多。根據(jù)噪聲傳遞函數(shù)的仿真結(jié)果，通過對排氣二號鉤的優(yōu)化，二號鉤至車內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)改善效果明顯。

4 實驗驗證

基于噪聲傳遞函數(shù)的排氣系統(tǒng)二號鉤仿真優(yōu)化方案，進行實車驗證測試對比分析。發(fā)現(xiàn)在P檔AC OFF/ON、R檔AC ON和D檔AC OFF/ON狀態(tài)下，車內(nèi)駕駛員左/右耳、右后乘客左耳均有較大程度。僅在P檔AC ON的工況下，車內(nèi)噪聲水平小幅變差。綜合而言，此排氣吊鉤優(yōu)化方案對車內(nèi)噪聲水平作用較為明顯。

5 結(jié)論

本文中以某車型排氣吊鉤位置噪聲傳遞函數(shù)結(jié)果曲線在某些頻率段聲壓值過高，可能為引起車內(nèi)噪聲較大的原因之一。針對排氣吊鉤位置及其原點動剛度進行優(yōu)化。再通過實車測試驗證其方案前后車內(nèi)聲壓的對比。驗證了所提優(yōu)化方法的有效性。

參考文獻：

[1]馮海星，高云凱，劉爽.基于傳遞路徑分析的車內(nèi)噪聲源識別[J].機械設(shè)計2013，30（7）：19-24.

[2]龐劍.汽車車身噪聲與振動控制[M].北京：機械工業(yè)出版社，2015.

[3]周建文，龐劍.NTF分析在車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲問題整改中的應(yīng)用[J].汽車技術(shù)2009（12）：40-43.