某SUV車型內飾車身噪聲傳遞函數優化分析

李書陽，常光寶，梁靜強，呂俊成

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

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某SUV車型內飾車身噪聲傳遞函數優化分析

李書陽，常光寶，梁靜強，呂俊成

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

為提升某SUV車型NVH性能，利用Hypermesh軟件建立了有限元模型，采用Radioss軟件中的頻率響應分析方法進行了噪聲傳遞函數仿真計算分析；然后通過模態分析確定了備胎倉區域是對噪聲傳遞函數影響較大的面板；對備胎倉區域排氣系統吊架進行了優化設計。結果表明：優化方案滿足設計目標要求，提升了整車NVH性能，降低了開發風險，節約了開發成本。

聲固耦合；內飾車身；噪聲傳遞函數；有限元方法；優化

0　引言

隨著人民生活水平的不斷提高，人們對汽車的要求也越來越高，舒適性已經成為和動力性能、安全性同等重要的關注要素，而表征舒適性的汽車NVH(Noise、Vibration和Harshness)性能就成為當前研究的熱點問題。其中，汽車噪聲問題主要包括空氣直接傳遞的空氣噪聲和因結構振動引起的結構噪聲等，它不僅會造成環境污染，還會影響駕駛員行駛的專注程度,降低車輛的行駛安全，更有甚者會對車內人員的精神和生理造成危害。車身噪聲傳遞函數(Noise Transfer Function，NTF)表示施加于汽車車身的輸入激勵載荷與車內噪聲參考點輸出噪聲之間的對應函數關系，對車內噪聲控制有著重要的影響。車身噪聲傳遞函數能夠有效地在汽車設計階段進行聲固耦合分析評估，從而盡早發現和改進潛在的設計問題，也可為車內噪聲預估和控制提供依據，目前已在NVH性能開發中廣泛應用。

以某SUV車型為研究對象，建立內飾車身(Trimmed Body，TB )模型，采用頻率響應分析方法及模態分析方法，開展了噪聲傳遞函數分析及優化設計研究工作。

1　聲固耦合理論

將車身結構視為彈性體，則車室空腔的聲壓變化會激勵車身壁板產生振動，而車身壁板的振動又會通過對臨近空氣的壓迫改變車室內的聲壓。在考慮耦合效應的情況下，將車身壁板振動作為聲腔激勵源的邊界條件，車內聲腔的有限元方程可以表示為：

(1)

式中：p為各節點的聲壓向量；S為結構聲學耦合矩陣，表示流體與結構的相互作用，且:

ST=∫ANnTN′TdA

(2)

式中：A為流體與結構的耦合面；nT為邊界的單位法向量；N為聲壓形函數；N′為結構的位移形函數。

受到空氣振動作用的影響，車身結構的動力學方程式可以寫為：

(3)

式中：Ms、Ks分別為車身結構的質量矩陣和剛度矩陣；u為結構位移向量；pb為邊界節點上的聲壓向量；Fs為施加在結構上的廣義外力向量。

綜合式(1)和式(3)，得到不考慮阻尼情況下的聲固耦合系統有限元方程式：

(4)

求解式(4)的特征值與特征向量，就可以得到聲固耦合系統的模態頻率與振型。

2　NTF有限元分析及優化

2.1建立聲固耦合有限元模型

聲固耦合有限元分析模型包括車身結構的TB模型和車身聲學空腔有限元模型兩部分。TB模型包括白車身、儀表板、轉向系統、閉合件、前后保險杠、座椅骨架以及與車身相連的附件等，對剛度影響較小的一些部件用集中質量來模擬；聲學空腔的有限元模型用有限元流體的單元來模擬，包括乘員艙、座椅和行李箱空腔三部分的有限元模型。圖1表示了聲固耦合模型的構成。

選取某SUV車型內飾車身作為分析對象，利用Hypermesh軟件進行有限元網格建模，鈑金件選用Shell單元類型，單元尺寸10 mm×10 mm；選用Acm單元模擬焊點連接；螺栓連接選用Rigids單元；對單元賦予相應的結構屬性和材料屬性，鈑金件材料參數中，彈性模量為2.1×105MPa，材料密度為7.83×103kg/m3，泊松比為0.3。將自由邊界設定為有限元仿真邊界條件。在車身關鍵接附點處分別施加X、Y、Z3個方向的動態單位激勵力，激勵點位置如表1所示，分析頻域為10～300 Hz，運用Radioss 求解器中模態頻率響應算法進行計算，得到乘客耳邊的聲壓響應。其中車內噪聲參考點根據國標GB/T 18697-2002《汽車內噪聲測量方法》的規定選取，響應點位置見表2。由聲壓級計算公式即可轉換為乘客耳旁噪聲聲壓級響應SPL：

SPL=20lg(p/pre)

式中：p為乘客耳旁聲壓值，pre為參考聲壓2.0×10-5Pa。

表1　激勵點位置

表2　響應點位置

2.2NTF結果分析

某SUV車身聲壓級響應最大值超出設計目標70 dB要求的噪聲傳遞函數曲線如圖2所示。可以看出：在重點關注的20～200 Hz激勵頻率范圍內，排氣第六吊點X向激勵到駕駛員右耳、副駕駛左耳、后排左乘客右耳、后排右乘客左耳的聲壓級響應最大值依次為72.8、72.2、72.7、79.7 dB，激勵頻率依次為142、142、142、144 Hz；排氣第六吊點Z向激勵到駕駛員右耳、副駕駛左耳、后排左乘客右耳、后排右乘客左耳的聲壓級響應最大值依次為73.5、72.6、71.5、78.8 dB，激勵頻率依次為142、142、200、144 Hz。由此可以得出，該型汽車的聲壓級響應對乘坐的舒適性將產生較大影響，為此，應予以優化改進。

2.3優化

車身噪聲傳遞函數反映的是車身結構與內部空腔間的聲學特性，所以對其本身優化即可以達到控制車內結構噪聲的目的。由圖2可知，在142、144、200 Hz這些頻率的激勵下，且主要集中在142 Hz激勵下可能存在激勵與車身結構的共振現象。通過模態分析發現：后地板備胎艙區域在142 Hz頻率下存在較明顯振型，見圖3。針對出現峰值的不同情況，分別采用模態參與因子和壁板貢獻量分析方法，找出貢獻比較大的部件和壁板，最后問題點也集中在后地板備胎艙區域。綜上所述，需對后地板備胎艙區域進行結構優化設計。

綜合考慮車身布置、模具開發、制造成本等，優化方案選擇將排氣系統第六吊點吊架延長至與后地板橫梁搭接，后地板與吊架搭接處做相應小幅改動，優化詳情見圖4。由圖5可知，優化后后地板備胎艙振型有明顯改善。

表3是排氣系統吊架優化前、后排氣第六點X、Z向激勵時乘客耳旁聲壓級在整個頻率范圍內最大值的對比數據，圖6則是排氣第六點X、Z向激勵到乘客耳旁的噪聲傳遞函數曲線。從表3及圖6可以看出：排氣系統吊架經優化后，排氣第六點激勵到乘客耳旁聲壓級響應最大值及噪聲傳遞函數曲線有顯著改善，在整個頻率范圍內，乘客耳旁聲壓級響應均低于70 dB，滿足設計目標要求。

3　結論

(1)通過有限元模型對某SUV車型噪聲傳遞函數進行了仿真分析，發現了排氣系統第六吊點作為激勵點時乘客耳邊聲壓級響應超出設計目標要求的問題；

(2)通過對模型進行模態分析及模態參與因子和壁板貢獻量分析確定了備胎艙區域排氣系統吊架作為潛在更改目標；

(3)通過備胎艙區域排氣系統吊架的優化設計，乘客耳旁聲壓級響應最大值及噪聲傳遞函數曲線有顯著改善，滿足設計目標要求。

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Analysis and Optimization for Noise Transfer Function of the Trimmed Body of a SUV Car

LI Shuyang, CHANG Guangbao, LIANG Jingqiang, LV Juncheng

(SAIC GM Wuling Automobile Co., Ltd., Liuzhou Guangxi 545007, China)

Taking a sport-utility vehicle trimmed body as the research object, the finite element model was established based on Hypermesh software, the frequency response analysis method in Radioss was used to make noise transfer function simulation analysis. Based on modal analysis, a panel which had a bigger impact on the noise transfer function was found. The spare tire warehouse area optimization design was carried out on the exhaust system hanger.The results show that the optimized scheme satisfies the requirement of design goals, the NVH performance is improved, the development risk is reduced, the development cost is saved.

Acoustic-structure coupling；Trimmed body；Noise transfer function；Finite element method；Optimization

2016-04-20

李書陽，男，碩士，工程師，主要從事汽車NVH仿真分析研究工作。E-mail：shuyang.li@sgmw.com.cn。

U461.4

A

1674-1986(2016)07-015-04