噪聲傳遞函數(shù)在車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化中的應(yīng)用

趙敬

（中國第一汽車股份有限公司天津技術(shù)開發(fā)分公司）

NVH 性能是決定汽車品質(zhì)感的重要指標(biāo)，振動和噪聲控制已成為現(xiàn)代汽車開發(fā)過程中必不可少的控制指標(biāo)。車身噪聲傳遞函數(shù)能夠有效地在汽車設(shè)計階段進(jìn)行聲固耦合分析，預(yù)測車內(nèi)振動噪聲水平，從而盡早發(fā)現(xiàn)和改進(jìn)潛在的設(shè)計問題，目前已在NVH 性能開發(fā)中廣泛應(yīng)用。文章以某車型為研究對像，通過噪聲傳遞函數(shù)分析確定引起車內(nèi)噪聲的主要工況及所對應(yīng)的振動頻率，借助模態(tài)分析、模態(tài)與面板貢獻(xiàn)量分析，確定車身振動較大的板件，并以此為基礎(chǔ)，進(jìn)行優(yōu)化，降低車身板件振動和車內(nèi)噪聲。

1 噪聲傳遞函數(shù)的原理

噪聲傳遞函數(shù)（NTF），也稱聲學(xué)靈敏度。車身的NTF 表示施加于汽車車身的輸入激勵載荷與車內(nèi)參考點(diǎn)輸出噪聲之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，對車內(nèi)噪聲控制有著重要的影響，表現(xiàn)結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔的固有特性。

NTF 的數(shù)學(xué)表達(dá)式，如式（1）所示。

式中：H——傳遞函數(shù)；

P——車內(nèi)聲壓響應(yīng)，Pa；

F——輸入點(diǎn)激勵力，N。

NTF 主要考察車身上關(guān)鍵點(diǎn)（車身與底盤以及動力系統(tǒng)的連接點(diǎn)）和車內(nèi)目標(biāo)位置（駕駛員右耳）輸出聲壓級之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系。由式（1）可知，響應(yīng)點(diǎn)的聲壓不僅與激勵力有關(guān)，也與NTF 有很大關(guān)系，式（1）中激勵力指的是振動通過懸置傳遞到車身連接點(diǎn)的激勵力[1]。通過輸入點(diǎn)的傳遞函數(shù)曲線和參考線評價每個激勵方向是否滿足設(shè)計要求，識別出關(guān)鍵的路徑以進(jìn)行優(yōu)化。

2 分析模型及結(jié)果

2.1 分析模型

NTF 分析的有限元模型包括車身結(jié)構(gòu)內(nèi)飾車身（TB）模型和聲腔模型兩部分，如圖1所示。TB 模型包括白車身、儀表板、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、閉合件、座椅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(zhì)量模擬，并用柔性單元（RBE3）與車身連接。地毯和阻尼片等用均布質(zhì)量模擬。

圖1 內(nèi)飾車身及聲腔有限元模型

整個系統(tǒng)不施加任何約束，為自由狀態(tài)，在車身與動力系統(tǒng)及底盤系統(tǒng)連接點(diǎn)上施加載荷，共11 個接附點(diǎn)，如圖2所示。在0～300 Hz 的頻率范圍內(nèi)，分別沿著X，Y，Z 3 個方向施加 1 N 的單位載荷。在車內(nèi)聲腔，以駕駛員右耳為響應(yīng)點(diǎn)，輸出其聲壓級，考察其在不同工況下的噪聲水平。

圖2 車身接附點(diǎn)

2.2 分析結(jié)果

采用MSC.Nastran 軟件求解，得到每個工況下響應(yīng)點(diǎn)的噪聲頻率響應(yīng)曲線，并與目標(biāo)曲線進(jìn)行對比，對不滿足設(shè)計目標(biāo)的曲線進(jìn)行統(tǒng)計和分析。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，目標(biāo)值設(shè)定為55 dB。

通過統(tǒng)計分析發(fā)現(xiàn)，在重點(diǎn)關(guān)注的20～200 Hz 頻率范圍內(nèi)，左后減振器接附點(diǎn)Y，Z 向激勵，駕駛員右耳聲壓級響應(yīng)曲線超出目標(biāo)，聲壓級響應(yīng)最大值分別為60.8 dB 和57.7 dB，對應(yīng)的激勵頻率分別是52 Hz 和24.5 Hz，如圖3所示。

圖3 左后減振器接附點(diǎn)噪聲傳遞函數(shù)曲線

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

對上述不滿足目標(biāo)工況的激勵頻率進(jìn)行分析，判斷引起噪聲的原因，主要分析方法有接附點(diǎn)動剛度分析、模態(tài)和面板貢獻(xiàn)量分析等。

首先從接附點(diǎn)的動剛度方面考慮，左后減振器Y 向的平均動剛度是8 570 N/mm、Z 向的平均動剛度是27 961 N/mm，均滿足大于目標(biāo)值（5 000 N/mm）。

從結(jié)構(gòu)模態(tài)貢獻(xiàn)量看，左后減振器Y 向激勵，52 Hz 附近結(jié)構(gòu)模態(tài)獻(xiàn)量最大的是114 階，如圖4所示。車身模態(tài)振型，如圖5所示。

圖4 車身結(jié)構(gòu)模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖5 第114 階車身模態(tài)振型（54.63 Hz）圖

聲腔模態(tài)貢獻(xiàn)最大的是第2 階，如圖6所示，聲腔模態(tài)振型，如圖7所示。

圖6 車身聲腔模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖7 車身第2 階聲腔模態(tài)振型（59.32 Hz）圖

板件貢獻(xiàn)量最大的是后背門內(nèi)板和后背門玻璃，如圖8所示。

圖8 汽車板件貢獻(xiàn)量

同理找出，左后減振器Z 向激勵，在24.5 Hz 附近，對NTF 影響比較大的因素也在后背門上，第26 階模態(tài)頻率為25.31 Hz，振型如圖9所示。

圖9 車身第26 階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖

通過以上綜合分析，發(fā)現(xiàn)左后減振器激勵，駕駛員右耳聲壓級超標(biāo)，主要是由于后背門剛度不足，內(nèi)板振動較大，與聲腔的2 階模態(tài)耦合引起的[2]。聲腔結(jié)構(gòu)修改可能性不大，故對后背門結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，在后背門內(nèi)外板之間添加支架并將后背門內(nèi)板的厚度從0.6 mm增加到0.8 mm，如圖10所示。

圖10 汽車后背門支架優(yōu)化方案示意圖

圖11和圖12分別示出左后減振器Y，Z 向激勵，駕駛員右耳NTF 在優(yōu)化前后的對比。從圖11和圖12可以看出，優(yōu)化后，駕駛員右耳NTF 曲線有顯著的改善，在整個頻率范圍內(nèi)，聲壓級響應(yīng)均低于55 dB，滿足目標(biāo)要求。

圖11 左后減振器Y 向激勵NTF 優(yōu)化前后曲線對比

圖12 左后減振器Z 向激勵NTF 優(yōu)化前后曲線對比

4 結(jié)論

文章對某車型進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析和優(yōu)化，通過模態(tài)分析、模態(tài)與面板貢獻(xiàn)量分析等手段，系統(tǒng)地闡述了噪聲峰值產(chǎn)生的原因，提出了優(yōu)化解決方案，降低了由聲腔與結(jié)構(gòu)模態(tài)耦合引起的車內(nèi)噪聲，為NTF 優(yōu)化分析提供了思路。NTF 在車內(nèi)噪聲控制中具有較高的使用價值，能有效避免車身NVH 性能開發(fā)的風(fēng)險，降低開發(fā)成本。