帶內飾車身噪聲傳遞函數優化分析

邢秋穎 劉鵬 孫壽峰 蘇辰

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發分公司）

隨著汽車設計水平及生產技術的不斷提高，以及各級供應商和整車廠之間合作的日益緊密，不同品牌汽車的使用性能和安全性能間的差異越來越小。相比之下，汽車的舒適性成為區分汽車品牌好壞的重要因素之一[1]。車身內的振動和噪聲是衡量乘坐舒適性的重要指標，因此，控制汽車噪聲成為現代汽車開發過程中重要的控制目標之一。文章從車身的角度對噪聲傳遞函數進行了分析。噪聲傳遞函數（NTF）是指在一個系統中，輸出噪聲（如駕駛員右耳聲壓）與輸入激勵載荷（如在車身關鍵接附點施加振動激勵）的比值。換言之，輸入激勵與噪聲傳遞函數的乘積就是輸出噪聲值，那么在激勵一定的情況下，可以通過減少噪聲傳遞函數降低車內的結構噪聲[2]。文章利用HyperMesh 前處理軟件和MSC.Nastran 求解器進行NTF 分析，通過對噪聲傳遞函數中的超標峰值進行分析，從而優化噪聲傳遞函數，減少車內結構噪聲，提升車身的NVH 性能。

1 車內結構噪聲[3]

車內結構噪聲一般是由發動機和外界激勵通過傳動系統和懸架傳遞到車身板件上，激起車身板件的振動，引起車內聲腔體積的變化，造成聲壓的波動從而產生噪聲。與此同時，聲腔內空氣的運動也會作用到車身上，激起板件的振動，因此，車身板件和聲腔之間相互作用。結構和流體之間的耦合關系可用一個耦合矩陣（R）來表示。

板結構施加在流體上的力的關系式，如式（1）所示。

F1——板結構施加在流體上的力，N。

流體作用在板結構上的力的關系式，如式（2）所示。

式中：Ff——流體作用在板結構上的力，N；

Q——聲腔的聲壓，Pa。

對于封閉空間，空氣有一定的質量、剛度和阻尼，聲壓是時間和空間的函數。將封閉空間分成若干個小空間進行離散，則流場內的波動方程可以寫成有限元矩陣方程，如式（3）所示。

式中：Mf——流體等效質量矩陣；

Cf——流體等效阻尼矩陣；

Kf——流體等效剛度矩陣；

P——各節點的聲壓向量；

如果將車身板件的振動輸入加到聲腔上，則得到關系式，如式（4）所示。

板結構受到的激勵包括來自發動機和底盤等系統的外界激勵（Fs/N）以及Ff。則板結構振動的動力學方程，如式（5）所示。

式中：Ms——結構等效質量矩陣；

Cs——結構等效阻尼矩陣；

Ks——結構等效剛度矩陣；

U——板結構的振動位移，mm；

將式（4）和式（5）寫成 1 個矩陣方程組，得到關系式，如式（6）所示。

聲腔與車身板件的耦合分析主要是計算車身板件的振動對車內聲腔的影響，其主要應用在3 個方面：

1）體現聲腔內聲壓變化的特征。板結構振動推動聲腔內空氣，導致聲壓變化，這是分析車內結構噪聲的基礎。

2）找到引起車內轟鳴的板結構。板件振動的頻率與聲腔頻率接近時會發生共振，產生車內轟鳴聲，所以找到引起共振的板件并改進其結構才能有效地控制轟鳴聲。

3）進行板件的貢獻量分析，即分析眾多與聲腔接觸的車身板件對車內聲壓的貢獻，從而找到主要貢獻源，通過改變結構降低車內噪聲。

2 分析模型

噪聲傳遞函數的模型包括一個帶內飾的車身模型和聲腔模型，如圖1所示。帶內飾的車身模型包括白車身、動力總成懸置、四門兩蓋、座椅總成、轉向系統、副車架和車身內外飾，主要采用四邊形和少量三角形殼單元劃分網格。焊點采用ACM 單元模擬，焊縫采用CWELD 單元模擬，膠粘采用實體和RBE3 單元模擬，車門密封采用RBE2-CBUSH 單元模擬，襯套和車門鎖采用CBUSH 單元模擬，螺栓采用RBE2 單元模擬，內外飾件采用集中質量模擬。車內聲腔模型包括空氣腔和座椅聲腔兩部分。聲腔采用四面體單元進行離散，材料屬性為流體，采用MAT10 來定義。

圖1 車身噪聲傳遞函數模型圖

整個分析模型不施加任何約束，為自由狀態，在車身和底盤的20 個主要接附點處分別施加X，Y，Z 3 個方向大小為1 N 的掃頻激勵，掃頻范圍是20～200 Hz，TB 模型分析頻率范圍是0～300 Hz，聲腔模型分析頻率范圍是0～600 Hz，采用模態頻響法計算單位載荷下駕駛員右耳側的聲壓變化曲線。

3 結果分析與優化

通過模態頻率響應分析得到駕駛員右耳側噪聲頻響曲線，經與目標曲線對比，對不滿足設計目標的曲線進行統計和分析。通過觀察發現，所有不滿足設計要求的頻響曲線存在2 個特點：1）超標聲壓值對應頻率范圍集中在兩部分，分別為24 Hz 附近以及130～170 Hz范圍內；2）130～170 Hz 范圍內不滿足設計要求的噪聲頻響曲線輸入點均集中在副車架上。對不滿足設計要求的接附點噪聲傳遞函數進行原因分析，一般分析方法有接附點動剛度分析、模態貢獻量分析及鈑金貢獻量分析法。

3.1 原因分析

結合不滿足設計要求的頻響曲線的2 個特點，以前控制臂左前安裝點為例進行噪聲傳遞函數優化分析。前控制臂左前安裝點Z 向激勵下的噪聲傳遞函數，如圖2所示。Z 向單位激勵下的NTF 曲線在24 Hz附近、160～190 Hz 頻帶范圍內超出目標值，其中在24 Hz和162.5 Hz處有較高峰值，風險較大，需要進行優化分析。

圖2 車身前控制臂左前安裝點Z 向噪聲傳遞函數曲線圖

3.1.1 動剛度分析

前控制臂左前安裝點Z 向動剛度曲線，如圖3所示。24 Hz 附近動剛度滿足設計要求，160～190 Hz 頻帶范圍內該點動剛度不滿足目標值。結合該點噪聲傳遞函數分析，該點動剛度低是噪聲超標的原因之一。

圖3 車身前控制臂左前安裝點Z 向動剛度曲線圖

3.1.2 模態貢獻量分析

前控制臂左前安裝點在24 Hz 結構模態貢獻量分布，如圖4所示，貢獻量最大的為第20 階24.34 Hz，貢獻最大比例為201.73%。圖5 示出第20 階車身模態振型圖。從圖5 可以看出，后背門和翼子板變形較大。由于翼子板結構單一、修改空間較小且不與聲腔直接接觸，可以從修改后背門處剛度入手改變頻率大小。聲腔模態貢獻量最大的為第1 階、第2 階和第3 階模態，貢獻比例依次為76.37%，19.37%，9.30%，車身結構固定后，聲腔結構很難修改，所以聲腔模態幾乎不能改變。

圖4 車身前控制臂左前安裝點在24 Hz 結構模態貢獻量分布圖

圖5 第20 階車身模態振型圖

前控制臂左前安裝點在162.5 Hz 結構模態貢獻量分布，如圖6所示。貢獻量較大的依次為第491 階165.38 Hz，第 498 階 167.54 Hz，第 366 階 138.46 Hz，貢獻比例依次為21.75%，15.21%，14.65%。從以上三階模態振型看，很難找到修改方向，但是這三階模態中均存在副車架的整體模態，如圖7所示。可以考慮從副車架入手。聲腔模態貢獻量最大的為第7 階、第10 階和第5 階模態，貢獻比例依次為53.6%，19.04%，14.28%，聲腔模態很難變更，所以不考慮改變聲腔頻率。

圖6 車身前控制臂左前安裝點在162.5 Hz 結構模態貢獻量分布圖

圖7 貢獻量較大的三階副車架模態振型圖

3.1.3 面板貢獻量分析

前控制臂左前安裝點在24 Hz 的面板貢獻量依次為后背門內板75.63%，后風擋玻璃36.48%和備胎殼-26.12%。后風擋玻璃不能修改，所以不予考慮。備胎殼對車內聲壓為負貢獻，即備胎殼產生的聲壓與車內總體聲壓反向，車內聲壓會隨備胎殼振動幅值的升高而降低。后背門內板與聲腔直接接觸，其振動對聲腔內聲壓變化有直接影響，且從面板貢獻量看，后背門內板的振動對車內聲壓影響最大。

前控制臂左前安裝點在162.5 Hz 的面板貢獻量依次為車頂棚25.59%，左前車門玻璃20.40%和右前地板18.91%。從面板貢獻量分布圖觀察，每塊面板對聲壓的貢獻量相差不多，說明在162.5 Hz 每塊面板對車內聲壓貢獻比較平均，沒有突出貢獻的板塊，在面板改進方面找不到突出方向。

3.2 NTF優化分析

3.2.1 針對24 Hz 處峰值問題的NTF 優化分析

綜合結構模態貢獻量和面板貢獻量分析，問題均體現在后背門位置，可以從提高后背門剛度入手。查看TB 模型的第20 階模態中，后背門相對車身具有較大的開合位移，所以從提高后背門與車身的連接剛度方面優化，經過多次分析得到最終優化方案，如圖8所示。修改車身側后背門鎖環加強板的結構，同時增加與車身的焊點，優化后效果，如圖9所示。24 Hz 處噪聲峰值有明顯下降，且滿足目標值。

圖8 24 Hz 處車身噪聲峰值問題的優化方案示意圖

圖9 24 Hz 處車身噪聲峰值問題優化方案NTF 曲線圖

3.2.2 針對162.5 Hz 處峰值問題的NTF 優化分析

針對162.5 Hz 處峰值問題，可以從提高副車架接附點動剛度入手。結合不滿足設計要求的頻響曲線存在的特點2，改變副車架與車身的連接方式，將用彈簧單元模擬的襯套連接改為剛性連接。優化后效果，如圖10所示。160～190 Hz 頻帶內，噪聲峰值有明顯下降，且滿足目標值。

圖10 162.5 Hz 處車身噪聲峰值問題優化方案NTF 曲線圖

3.2.3 最終NTF 優化分析結果

以上2 個優化方案對于降低車內噪聲都起到了很好的作用，現將2 個方案合并，合并后效果，如圖11所示。24 Hz 處的噪聲峰值（56.2 dB）下降了5 dB；162.5 Hz 處的噪聲峰值下降了7 dB。

圖11 前控制臂左前安裝點Z 向最終優化方案NTF 曲線圖

4 結論

文章采用動剛度分析、模態貢獻量分析和面板貢獻量分析3 種方法并結合所選車型的NTF 曲線特點，系統地分析了噪聲產生的原因，有針對性地采取了優化方案，使超標工況從最初的30 個下降到12 個，達到了突出的優化效果。NTF 問題是一個由多種原因引起的復雜的工程問題，與結構模態和聲腔耦合，及原點動剛度相關。通過NTF 問題曲線能準確找到問題所在，并通過以上方法確定峰值產生的原因，可有針對性地進行優化，解決實際工程問題。