基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內噪聲研究

丁 華，范 彬，夏洪兵

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2 中國汽車技術研究中心， 天津 300300)

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基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內噪聲研究

丁 華1，范 彬1，夏洪兵2

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2 中國汽車技術研究中心， 天津 300300)

為了控制某車加速工況下的車內噪聲，提出CAE分析技術結合傳遞路徑分析的方法，重點分析了加速工況下駕駛員右耳位置在20～200 Hz頻率范圍內的噪聲響應，計算了各傳遞路徑下的激勵對駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的聲壓響應。經過試驗排查發(fā)現(xiàn):發(fā)動機轉速在4 200～4 700 r/min時，由于激勵力過大導致懸置干涉，進而引起目標響應點處聲壓值過大。

車內噪聲;CAE分析技術;傳遞路徑分析;加速工況

近年來，隨著人們經濟水平的提高，不僅僅是對汽車外觀、動力、安全等方面的要求提高，對乘車舒適性也提出更高的要求。汽車NVH性能作為舒適性中很重要的部分越來越受到人們的重視。車內噪聲直接影響駕駛員和乘客的乘坐舒適性，噪聲品質差的汽車更容易造成駕駛員疲勞和身體不適，進而影響行車安全[1-5]。加速工況是汽車最常用的工況之一，會直接影響駕駛員或乘客對汽車NVH性能的直觀感受，因此有必要對加速工況下的汽車進行車內噪聲控制。

國內外學者對各種運行工況下車內結構噪聲進行了大量的研究。薛昊強等[6]利用試驗測量出怠速下的發(fā)動機噪聲通過各傳播路徑到達車內響應點的聲壓值，用Matlab軟件來識別測量點與響應點之間的互相關性，根據(jù)各點的互相關性提出降噪方法。該方法簡潔有效，但工程技術人員需要具備一定的數(shù)字信號處理能力，且提出的降噪方法缺少試驗驗證。李傳兵等[7]建立了車內噪聲的OPTA模型，利用運行工況傳遞路徑方法對車內聲源進行識別。該方法能提取出主要噪聲源，具有操作簡便、省時的特點。王彬星等[8]針對車內中、高頻噪聲，研究運行工況下車內噪聲的能量傳遞路徑，結果表明：在同等求解條件下，利用能量傳遞路徑分析(OETPA)得到的傳遞函數(shù)穩(wěn)定性優(yōu)于傳統(tǒng)的傳遞路徑分析。此方法針對的是中、高頻噪聲，但對于低頻噪聲，其頻率響應函數(shù)的幅值和相位穩(wěn)定性比較好，因此不必采用此方法。國外方面，Elliott,A.S.等[9]提出了定置TPA分析方法，并用該方法與傳統(tǒng) TPA 方法對比分析了車內結構噪聲的預測情況及其貢獻量，結果表明：定置 TPA預測及分析精度均不低于傳統(tǒng) TPA，但數(shù)據(jù)的可讀性和傳感器布置的靈活性大大增強。Kim,Yong-Da等[10]通過傳遞路徑分析發(fā)現(xiàn)懸架系統(tǒng)振動是200～230 Hz車內噪聲的主要振源，采用有限元法及靈敏度分析技術發(fā)現(xiàn)下擺臂是待優(yōu)化部件，并且采用PQRSM法實現(xiàn)了下擺臂的優(yōu)化。

本文提出一種TPA與CAE結合的方法。試驗工程師將某車在加速工況下各激勵點處的力輸入到車內聲腔邊界元模型中，計算得到駕駛員右耳位置和右后乘客左耳處的聲壓響應，然后將CAE分析得到的聲壓響應與實測值對比，確定CAE模型的準確性，從而利用仿真分析得出對車內噪聲貢獻量較大的傳遞路徑，并找出該路徑貢獻量較大的原因，盡可能地縮短開發(fā)周期。圖1為這種方法的思路示意圖。

圖1 TPA-CAE方法思路示意圖

1 傳遞路徑理論

傳遞路徑分析(transfer path analysis,TPA)是有效測試、診斷車內振動噪聲水平的方法。車輛行駛過程中的各種激勵通過特定的傳遞路徑傳遞至車身，引起車身板件振動，輻射到聲腔內產生噪聲。因此，利用試驗方法能建立“激勵源-傳遞路徑-響應點”模型，計算出每一條路徑傳遞來的激勵對車身振動的貢獻量，進而改善該路徑上的板件振動，從而達到降低車內噪聲的目的。傳遞路徑分析的優(yōu)點不僅在于能預測出系統(tǒng)響應，更重要的是可以找出對響應影響較大的關鍵噪聲源和傳遞路徑，從而可以有的放矢地改進設計，提高工作效率。

將車身與動力總成看作2個系統(tǒng)，這2個系統(tǒng)之間通過耦合件連接，動力總成側設為主動端，與車身連接側設為被動端。常見的耦合部件包括橡膠軸套、鉸鏈等。對于車身響應點處的結構噪聲，被動端在每個自由度到目標點都構成一條傳遞路徑。一般只考慮x、y、z方向的平動自由度，忽略x、y、z方向的3個旋轉自由度[11]。

假設車輛在加速工況下有N個耦合點受到激勵力作用，每個耦合點處考慮x、y、z三個平動自由度，即激勵源有P=3N條傳遞路徑傳遞至車內響應點。本文研究的是發(fā)動機加速工況下的車內噪聲，故只考慮發(fā)動機左懸置接附點、右懸置接附點、后懸置接附點、冷卻風扇左下接附點、冷卻風扇右下接附點以及5個排氣吊鉤安裝點處的激勵力。對于某單一激勵點，如果已知該點的激勵力和某一傳遞路徑i上的傳遞函數(shù)，那么該激勵點通過這條路徑傳遞至車內響應點的貢獻量可以表示為

(1)

式中：H(ω)i是傳遞函數(shù)；F(ω)i是激勵力頻譜。

假設汽車是線性系統(tǒng)，目標點的響應可以看成是各條傳遞路徑貢獻量的矢量和，即：

(2)

式(1)中的傳遞函數(shù)H(ω)i由整車的聲固耦合模型得到，激勵力頻譜F(ω)i由試驗工程師提供。綜合式(1)和式(2)就可以計算出各路徑車內聲壓的總響應。

2 整車聲固耦合模型的建立

根據(jù)子結構模態(tài)綜合理論，首先分析每個子結構(白車身、開閉件、轉向系統(tǒng)等)的動力特性，并保留主要的模態(tài)信息，然后根據(jù)各個子結構間的連接特性將其綜合以研究整體結構的動力特性[12]。

2.1 TB車身模型的建立

根據(jù)主機廠提供的CATIA模型，利用HyperMesh軟件進行前處理，在保證模型實際剛度和尺寸的前提下，簡化掉一些與加速工況無關的部件，如動力總成、排氣系統(tǒng)、傳動軸、懸架及輪胎等，最終得到內飾車身模型(trimmed body,TB)，即在帶擋風玻璃的白車身(BIP)模型的基礎上，添加了開閉件以及質量大于0.5 kg的內飾件。BIP模型以8 mm×8 mm殼單元劃分，螺栓采用RBE2單元模擬，焊點采用acm(shell gap)和penta(mig)模擬，粘膠采用adhesives模擬，膠條、緩沖塊和門鎖采用CBUSH單元模擬，內飾件采用集中質量模擬，單元類型選擇CONM2，并用REB3連接至安裝點。TB車身模型單元總計 2 109 717個，模型總質量為875.4 kg。TB車身有限元模型如圖2所示。

圖2 TB車身有限元模型

2.2 聲腔模型的建立

抽取TB車身模型的內表面、座椅蒙皮的外表面生成2階四面體單元。聲腔模型單元尺寸為50 mm，單元類型選擇PSOLID。聲腔模型如圖3所示，其中透明部分為空氣流體介質，不透明部分為座椅蒙皮外表面。

圖3 聲腔模型

2.3 模型計算

將試驗工程師采集的激勵力輸入到整車聲固耦合模型中，利用ACMODF卡片通過聲腔邊界上的節(jié)點自動搜索結構節(jié)點來實現(xiàn)結構與聲腔的耦合作用。采用SOL111求解器得到耦合系統(tǒng)的頻率響應特性曲線。

3 試驗數(shù)據(jù)的采集

3.1 激勵點的選取

在汽車加速工況下，僅選取與動力總成相關的激勵源來分析不同點的激勵在駕駛員右耳處的響應，以此來考察車內噪聲水平。在測量中選取11個點作為激勵源測點，如圖4所示。由于發(fā)動機后懸置裝在前副車架上，所以激勵源測點也考慮了前副車架左后安裝點和右后安裝點。

1.左懸置；2.右懸置； 3.冷卻風扇左下安裝點； 4.冷卻風扇右下安裝點； 5.前副車架左后安裝點； 6.前副車架右后安裝點；7.第1吊耳；8.第2吊耳；9.第3吊耳；10.第4吊耳； 11.第5吊耳

圖4 激勵點選取位置

3.2 數(shù)據(jù)采集

試驗中采用BSWA公司的麥克風測量駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的聲壓，采集到的數(shù)據(jù)用LMS.Test Lab進行處理，得到特定轉速下測試點的激勵力。根據(jù)四缸發(fā)動機2階振動理論，振動與噪聲都以2階最強，由式(3)可以將轉速與激勵力的關系轉化為頻率與激勵力的關系[13]。

(3)

其中：f是頻率；r是發(fā)動機轉速；n是階次。采集到的在加速工況下各激勵點載荷曲線如圖5所示。

圖5 在加速工況下各激勵點載荷曲線

3.3 試驗過程描述

在試驗過程中傳遞路徑分析法的應用主要表現(xiàn)在3個方面：頻響函數(shù)FRF測試、工況數(shù)據(jù)測試和激勵力識別。本次試驗分別進行道路測試和臺架測試，臺架測試又包括加速工況的數(shù)據(jù)采集和路徑頻響函數(shù)測試。

4 分析結果及結論

4.1 CAE分析結果

駕駛員右耳(DRE)和后排中間座椅(RME)聲壓級(A記權)響應曲線如圖6所示。圖6中的兩條CAE曲線均是綜合11個激勵源的激勵力得到的。由圖6可以看出：發(fā)動機在低轉速下車內噪聲水平基本滿足要求，但發(fā)動機轉速在4 200～4 700 r/min時響應點聲壓值大于目標值，需要找出原因并提出解決方案。

圖6 目標點響應曲線

4.2 CAE分析結果與試驗對比

由TPA試驗得到的結果如圖7所示，圖中紅色曲線為實測噪聲，綠色曲線為合成噪聲。將試驗獲得的合成噪聲與CAE仿真結果進行對比，如圖8所示，可以看出CAE結果與試驗結果有很大的相關性，因此可以通過CAE方法來找出問題點。

圖7 駕駛員右耳實測與合成噪聲對比

圖8 TPA試驗與CAE仿真結果對比

5 問題點分析

在加速工況下，駕駛員右耳(DRE)聲壓級曲線和后排中間座椅(RME)聲壓級曲線基本滿足目標值要求，但在轉速為4 200～4 700 r/min時超出目標值較多，經試驗排查，為懸置干涉導致。同時，從圖5中的載荷曲線也能看出，因 4 200～4 700 r/min段激勵力過大導致懸置干涉。為驗證此假設，將與發(fā)動機懸置相關的激勵點的激勵力降低50%輸入到相同的聲固耦合模型中，得到的響應曲線如圖9所示。通過圖9可以看出：降低懸置相關點激勵力后，發(fā)動機在 4 200～4 700 r/min 轉速段時，駕駛員右耳處和右后乘客左耳處的噪聲響應都有明顯降低。

圖9 降低懸置相關激勵力前后的響應對比

6 結束語

本文建立了整車聲固耦合模型，利用TPA方法獲得該車在加速工況下激勵點處的激勵，利用CAE技術計算出車內響應點的聲壓。

本文將CAE技術與TPA方法相結合，提供了一種找出傳遞路徑貢獻量最大的問題點方法。這種方法具有成本低、效率高的優(yōu)點，還可以推廣到整車的振動傳遞函數(shù)求解和其他運行工況下車內噪聲分析等方面。

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(責任編輯 劉 舸)

Study of the Automotive Interior Noise in the Acceleration Condition Based on CAE and Transfer Path Analysis

DING Hua1, FAN Bin1, XIA Hong-bing2

(1.School of Automotive and Traffic Engineering,Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;2.China Automotive Technology and Research Center, Tianjin 300300, China)

In order to control the interior noise in the acceleration condition, the paper focused on analyzing of the position of driver’s right ear noise response in the frequency range of 20～200 Hz through the CAE analysis technique combined with the transfer path analysis method, and calculating the position of driver’s right ear and right rear passenger left ear noise pressure excited by different transmission path. After the test investigation, we find that mount interference is appeared when the engine speed is 4 200 r/min to 4 700 r/min because of the large excitation force, therefore, the target response point pressure is too large.

interior noise; CAE analysis technique; transfer path analysis; acceleration condition

2016-11-18

國家自然科學基金資助項目(51575238)

丁華(1976—)，男，江蘇南通人,博士,副教授，主要從事汽車先進制造、車身輕量化技術、車輛NVH技術研究,E-mail:dh@ujs.edu.cn。

丁華,范彬,夏洪兵.基于CAE和傳遞路徑分析的某車加速工況下車內噪聲研究[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(4):10-14.

format：DING Hua, FAN Bin, XIA Hong-bing.Study of the Automotive Interior Noise in the Acceleration Condition Based on CAE and Transfer Path Analysis[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(4):10-14.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.04.002

U461.4

A

1674-8425(2017)04-0010-05