NTF、ODS、PFP確定車內噪聲貢獻面板方法

楊　磊，鄧　松，楊　雙( 1.武漢理工大學現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢430070；2.武漢理工大學汽車零部件技術湖北省協同創新中心，武漢430070)

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NTF、ODS、PFP確定車內噪聲貢獻面板方法

楊磊1, 2，鄧松1, 2，楊雙1, 2
( 1.武漢理工大學現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢430070；2.武漢理工大學汽車零部件技術湖北省協同創新中心，武漢430070)

摘要：首先建立客車結構噪聲傳遞函數模型分析車內噪聲峰值頻率點。然后通過工作變形分析函數模型分析在這些噪聲峰值頻率點車身發生振動變形較大的位置。將這些振動變形較大的位置設置成噪聲貢獻面板，建立面板聲學貢獻量分析模型來確定這些面板對車內噪聲水平貢獻程度，確定板件對車內聲壓影響主次關系。該方法為車內噪聲評估和車身面板優化提供有效理論指導。

關鍵詞：聲學；車內噪聲；噪聲傳遞函數；工作變形分析；面板聲學貢獻量

車輛開發前期階段，運用虛擬技術分析手段來預測車內噪聲水平，分析低頻、中頻和高頻內噪產生機理并采取相應預防措施優化車內噪聲，避免開發后期進行重復設計和分析，從而達到提高車內聲品質和降低成本的目的。因此用于確定客車車內噪聲貢獻主要面板的方法具有重要意義。許多學者通過有限元法建立轎車車身結構和車室聲腔模型，對結構模態頻率和變形部位、空腔聲學系統的聲學模態頻率和聲壓分布情況以及耦合系統中結構和聲學空腔模態頻率和振型的變化進行詳細分析[1，2]。通過面板聲學貢獻量來研究車內噪聲水平也受到重視。采用有限元法對聲固耦合和非耦合駕駛員右耳聲壓頻率響應特性進行分析，結合模態分析找出關注頻率并在這些頻率下進行面板貢獻量分析，從而找出主要正負貢獻面板[3–5]。此外，許多學者考慮到面板聲學貢獻量的研究主要針對面板對聲場中某些特定點的貢獻量，而實際中特定點噪聲大小或許能降到所要求的指標，但聲場其他位置噪聲未必能夠達到理想降噪效果，面板聲功率貢獻量分析方法受到重視[6，7]。噪聲傳遞函數和工作變形分析也用于振動與噪聲分析[8，9]。然而，很少研究將噪聲傳遞函數、工作變形分析和面板貢獻量綜合運用于車身的振動與噪聲分析中，缺少一種詳細運用噪聲傳遞函數、工作變形分析和面板貢獻量評估車內噪聲的方法。因此，基于噪聲傳遞函數、工作變形分析和面板貢獻量來分析與優化車內噪聲。

首先建立客車車身和車內聲腔的噪聲傳遞函數模型來確定輸入激勵載荷與輸出噪聲之間對應函數關系，根據目標值確定車內聲壓響應峰值頻率點。隨后，建立工作變形分析函數模型來預測在這些峰值頻率點車身工作運轉情況下較大變形/振動發生位置。把這些變形較大位置的零部件設置成面板，通過面板聲學貢獻函數模型來確定這些變形較大位置對車內噪聲水平的影響程度，確定板件對車內聲壓影響的主次關系，為綜合運用噪聲傳遞函數、工作變形分析和面板聲學貢獻量評估研究車內噪聲水平提高理論指導。

1　噪聲傳遞函數（NTF）模型建立與分析

1.1噪聲傳遞函數原理

噪聲傳遞函數指施加于某一結構上的單位力在結構內產生的聲壓，它表示其結構與內部空腔的聲學相關特性。當車身上某激勵接附點處受到激勵作用時，激勵通過車身各處傳遞，從而使車身壁板振動并向車內輻射噪聲，這種力與噪聲的關系稱為車身結構聲學傳遞特性[6]，其表達式為[8]

式中{P}表示特定位置的聲壓；[H(P/f)]表示從激勵源到目標位置聲壓響應的聲振傳遞函數；{f}表示施加在輸入位置的激勵力。從公式可以看出，車內目標位置聲壓響應大小不僅與激勵大小有關，而且與噪聲傳遞函數有關。當激勵大小不易改變時，需要從結構上尋求解決問題方法。車內結構聲是由外界激勵引起車身板件結構振動，同時車身板件與車內聲腔耦合向車內輻射而產生。

1.2.客車車身噪聲傳遞函數模型建立與分析

客車車身是非常復雜的空間骨架結構，由于主要進行車身骨架結構分析與優化，常去掉非承載構件，簡化曲桿件為直桿件等一些次要構件。車身骨架采用四邊形殼單元進行網格劃分，單元尺寸為10 mm，桿件之間采用RBE 2單元連接來模擬桿件之間的焊接。客車車身骨架結構采用Q235B材料，其彈性模量E=2.1×105MPa，泊松比ν=0.3，密度ρ=7.85× 10-6kg/mm3，抗拉強度σ=386 MPa。桿件的厚度根據實際賦予各個桿件。建立的客車車身模型如圖1(a)所示。相應的車內聲腔模型和座椅聲腔模型如圖1 (b)和圖1(c)所示。

圖1　車身結構模型和車內聲腔與座椅聲腔模型

在發動機四個懸置位置設置x、y、z方向的單位激勵，響應點為駕駛員右耳、乘員座椅前排、中排和后排右耳位置，如圖1(c)所示。計算方法為NASTRAN SOL 111模態頻率響應，采用自由邊界條件，結構模態頻率范圍為1 Hz～350 Hz，聲腔模態頻率范圍為1 Hz～350 Hz，頻率響應計算范圍為20 Hz～200 Hz。

圖2為發動機左前懸置位置y向單位激勵作用下，車內駕駛員右耳位置的聲壓曲線。將聲壓值與目標值（55 dB）比較發現，大于目標值的聲壓峰值出現在頻率點23 Hz、45 Hz和57 Hz位置。采用相同的方式，可以統計其他發動機懸置位置激勵引起的在駕駛員右耳、乘員座椅前排、中排和后排右耳位置的聲壓變化，從而可以統計大于目標值的聲壓峰值出現的頻率點，如圖3所示。

圖2　駕駛員右耳位置聲壓曲線

圖3　基于目標值統計的峰值頻率點次數

由圖可知，頻率點23 Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz出現次數較多，這些頻率點是客車車身噪聲分析的主要頻率點。隨后，通過工作變形分析確定車身振動與變形的主要位置。

2　車身工作變形（ODS）分析

2.1 ODS法基本原理

ODS法分析時關注于振動系統的兩點或多點的受迫振動。兩點或多點位置的變化決定了空間形狀的變化。結構空間形狀的改變是由于一個點相對于其他點運動后的結果。ODS頻響函數矩陣的公式為[10]

式中ω是聲波角頻率，Hk(jω)為頻率響應函數第k階頻域矩陣，其計算方法為

式中，分子表明第k階模態響應規律，[Rk]為第k階模態的殘余矩陣；分母為第k階模態的動態參數，[Rk]*為第k階模態極值點。每一個Pk、P*k表明頻響函數的每一個模態存在。

2.2車身較大變形位置確定

將噪聲傳遞函數模型中頻率響應計算范圍設置成頻率點23 Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz，計算車身較大振動位置，如圖4所示。由圖可知，在峰值頻率點23 Hz，客車車身發生變形較大的位置是頂棚后部、后圍底部、底盤后部。在峰值頻率點25 Hz,發生較大變形位置是頂棚后部、底盤后部、右側圍中部、后圍底部。在峰值頻率點45 Hz，后圍底桿發生較大變形。在峰值頻率點57 Hz，較大變形位置發生在前圍中部橫桿。然而這些較大變形位置對車內聲壓的貢獻程度不清楚，結構優化入手位置不明確。因此，通過面板貢獻量分析來確定這些變形位置對車內聲壓的貢獻主次至關重要。

圖4　峰值頻率點最大振動發生位置

3　面板貢獻量（PFP）分析

3.1聲學貢獻度概率

聲貢獻量分析指通過聲傳遞矢量計算振動單元對聲場中某點總聲壓的貢獻量，從而找出結構聲貢獻量主要作用的板件，為降低振動噪聲提供依據。當板件都振動時，某點處總聲壓為[3]

式中P是總聲壓響應，Ai(ω)是聲傳遞矢量，N是單位總數，ve,i(ω)是單元i的法線速度。為了量化各板件單元對車內噪聲的貢獻程度，引入了聲學貢獻量的概念。單元Pe對某場點聲學貢獻量De是該單元振動生成的聲壓Pe在該點總聲壓P矢量上投影，其表達式為

式中P*是P的共軛復數，Re是該復數的實部。將組成面板的單元疊加，得到該面板振動引起的聲壓

式中m為組成面板的單元數，Ae是單元面積，ve是單元速度。由式（6）可以得到面板貢獻量

3.2主要聲壓貢獻面板確定

為了研究頻率點23Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz時車身振動位置對聲壓的影響程度，這些振動發生位置設置成面板來研究面板貢獻程度。頂棚后部命名為DINGPENG，后圍底部命名為HOUWEI_D，底盤后部REAR_DP，右側圍中部命名為YOUCEWEI，后圍底桿命名為HWG，前圍中部橫桿命名為QWG。

圖5為發動機左前懸置位置在y向單位激勵作用下，在峰值頻率點23 Hz，面板對車內駕駛員右耳位置聲壓的貢獻度。將面板對響應點的聲壓貢獻度大于15 %以上作為重要分析面板。由圖可知面板DINGPENG是重要頻率點23 Hz駕駛員右耳位置聲壓的重要貢獻面板。通過相同的方式可以得到不同工況下面板在不同頻率點對響應點重要聲壓貢獻的面板，從而得知面板對聲壓貢獻的主次程度。對所有工況下重要面板的統計結果如圖6所示。

圖5　面板對車內駕駛員右耳位置聲壓的貢獻度

圖6　面板對響應點聲壓重要貢獻次數

由圖6可知，面板DINGPENG是最重要的聲壓貢獻面板，其次是聲壓貢獻面板YOUCEWEI，較次的聲壓貢獻面板是面板QWG。因此，在發動機懸置位置處的激勵作用下，有效降低車內噪聲水平需從優化面板DINGPENG、面板YOUCEWEI、面板QWG結構入手，可以快速高效降低響應點噪聲水平。

4　結語

提出一種分析車內噪聲水平的方法，首先建立車身噪聲傳遞函數來確定車內噪聲峰值頻率，隨后通過工作變形分析來預測在這些峰值頻率點車身發生較大變形/振動位置。將這些較大變形位置設置成聲壓貢獻面板，通過面板聲學貢獻函數模型來確定這些變形較大位置對車內噪聲水平的影響程度，確定對車內噪聲水平有主要貢獻的面板，為準確、快速優化面板來降低車內噪聲提供科學依據，為綜合運用噪聲傳遞函數、工作變形分析和面板聲學貢獻量評估研究車內噪聲水平提供理論指導。

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Determination of Contribution Panels of Vehicle’s Interior Noise Using NTF, ODS and PFP

YANG Lei1, 2，DENG Song1, 2，YANG Shuang1, 2
( 1. Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for AutomotiveComponents, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China; 2. Hubei CollaborativeInnovation Center for AutomotiveComponentsTechnology, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China)

Abstract:The noise transfer function (NTF) model of a bus body was established to evaluate the peak frequencies of the interior noise. Then, the large deformation of the bus body model was analyzed at the peak frequencies of the interior noisebased on thetheory of theoperational deflection shape(ODS). Thepositionsof thelargedeformation weredefined as thenoisecontribution panels. Theacoustic contributionsof thesepanelsto theinterior noiselevel wereestimated according to the analysis of the participation factor panel (PFP). The results provide valuable guidelines for the determination of contributionpanelsof vehicle’sinterior noise.

Key words:acoustics; vehicle’s interior noise; noise transfer function (NTF); operational deflection shape (ODS); participationfactor panel (PFP)

通訊作者：鄧松，男，講師。E-mail:guoheng0722@126.com

作者簡介：楊磊（1976-），男，山東省膠州市人，博士生，主要研究方向為現代汽車設計與制造。

基金項目：教育部創新團隊發展計劃“先進汽車零部件技術”資助項目（項目編號IRT13087）；湖北省高端人才引領計劃資助項目(項目編號2012-86)

收稿日期：2015-09-09

文章編號：1006-1355(2016)02-0108-04

中圖分類號：U491.9+1

文獻標識碼：ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.024