陆森林，任栉翔

(江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013)

基于噪声传递函数的车内噪声分析与优化

陆森林，任栉翔

(江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013)

利用Hypermesh建立某轿车的TRIMMED-BODY有限元模型、声固耦合模型，考虑发动机激励的情况下进行了噪声传递函数(NTF)分析，识别出后悬置Z向激励引起的声压响应超出了目标值。通过连接点动刚度分析和声学贡献量分析找出导致关键路径噪声问题的原因，针对声学贡献量大的板件以及激励源局部动刚度不足的部位分别提出了优化方案，经过仿真验证优化后的后悬置Z向激励引起的噪声得到了降低，车内噪声也得到了控制。

车辆工程；噪声传递函数；连接点动刚度；声学贡献；优化

0 引 言

NVH性能是汽车平顺性的重要体现，已经越来越受到汽车企业和消费者的重视。在进行汽车NVH性能分析时如果能准确判断每个激励点对车内噪声的影响是否在合理范围之内，并且对超出目标值的路径进行优化就能有效的提高汽车的NVH性能。

国内已经有一些学者通过噪声传递函数进行汽车NVH性能的优化。张志达等[1]运用频响子结构综合法，通过前副车架和车身的频响分析和接附点动刚度提高，完成整备车身的NTF性能的优化；李彩霞[2]以某面包车模型为研究对象，考虑动力总成悬置对车内噪声的影响，通过传递函数分析得到对车内噪声影响较大的路径；侯献军等[3]以提高某微型车内NVH性能为目标，对有限元模型进行噪声传递函数分析识别出危险工况并进行优化。

目前大部分学者在利用噪声传递函数进行优化时，仅选择从连接点动刚度或者板件声学贡献其中单一的角度出发，很少将两者结合起来进行优化设计；在噪声问题诊断方面，多使用板件贡献度分析，虽然能识别出贡献大的板件，但是对于面积大的板件缺乏针对性，Altair公司的Optistruct求解器能够计算出耦合面上节点的贡献度，能精确找出需要优化的部位，为声学性能的优化提供了更有效的手段。

通过建立某轿车的声固耦合有限元模型，考虑发动机激励对车内噪声的影响，通过噪声传递函数分析识别出关键路径，利用板件贡献度，节点贡献度识别出贡献量大的部件，连接点动刚度分析发现后悬置Z向动刚度需要加强，通过添加加强板和改变板件厚度的方法进行优化设计，经过仿真验证关键路径声压响应以及车内整体噪声得到改善。

1 基本理论

1.1 NTF分析

噪声传递函数(即noise transfer function，简称NTF)，也称声学灵敏度。它指施加车身单位力在车内产生的声压，表示结构与车内声腔的固有特性。

噪声传递函数的数学表达式为

(1)

式中：H为传递函数；P为车内声压响应；F为输入点激励力。

传递函数主要考察车身上关键点(车身与底盘以及动力系统的连接点)和车内目标位置(驾驶员右耳，乘客右耳)输出声压级之间的对于函数关系，由式(1)可知，响应点的声压不仅仅与激励力有关也与噪声传递函数有很大关系，式中激励力指的是振动通过悬置系统传递到车身连接点的的激励力[4]。通过输入点的传递函数曲线和管控线评价每个激励方向是否满足设计要求，识别出关键的路径进行优化。

1.2 连接点动刚度分析

连接点动刚度分析是指在一定频率范围内通过在加载点施加单位力作为输入激励，同时将该点作为响应点，求得该点的频率范围内的加速度响应，也称为原点导纳。

原点导纳数学表达为

(2)

连接点动刚度不足是导致车内噪声的一个重要因素，车身上的激励通过连接点传递给车身导致板件振动最终产生了噪声，由于连接点动刚度不足引起的车内噪声即使通过加强传递路径上板件的刚度也很难弥补，所以关键节点的动刚度分析是控制车内噪声的有效手段，同时也是车身NVH性能的一个重要指标[5]。

2 有限元模型建立

2.1 建立Trimmed—body模型

利用Hypermesh分别对白车身、副车架、车身的闭合件的几何进行网格划分，单元尺寸为8 mm。完成后进行各部件的装配，发动机罩，行李箱以及车门通过铰链和锁用刚性单元(REB2)与车身连接。窗与车身采用黏胶的方式连接，车门与门框的密封条用弹簧单元模拟。由于在模态、频响领域ACM焊点有较好的适用性[6]，因此采用ACM单元模拟车身焊点。仪表盘、散热器、电池、水箱等附件均用集中质量体现，并利用柔性单元(REB3)与车身连接。为了便于观看单元采用渲染方式显示，有限元模型如图1。

图1 Trimmed-body有限元模型Fig.1 Finite element model of Trimmed-body

2.2 声固耦合模拟建立

在封闭车身的基础上建立声腔网格，根据每个波长至少有6个单元的原则同时考虑计算的精度和速度，取单元边长为60 mm。又因为座椅对车内声腔的影响是不可忽视的，所以应该建立带座椅的声腔网格[7]，再利用ACMODL卡片进行耦合设置。空气密度取为 1.29×10-12t/mm3，声速为 3.4×105mm/s。

2.3 工况设置

考虑发动机激励，在模型发动机左悬置、右悬置以及后悬置点分别施加X、Y、Z3个方向单位力，约束车身前后4个弹簧支座处6个自由度。采用模态瞬态分析方法，结构模态抽取1～300 Hz，声腔模态抽取1～600 Hz，分析频率为20～200 Hz，响应点根据GB/T18697—2002《汽车车内噪声测量方法》规定设置为驾驶员右耳A计权声压，目标声压级为55 dB。

连接点动刚度分析频率为1～500 Hz，在各悬置点施加3个平动方向的单位力，输出均为发动悬置点相应方向的加速度。

3 仿真结果分析

3.1 噪声传递函数分析

噪声传递函数曲线如图2，通过9条路径上声压响应的分析，可以看出后悬置Z向激励在155～160 Hz频率段的声压响应均超过了目标值55 dB，峰值频率在156 Hz达到56 dB。其他的8条路径的声压响应峰值较小并且均在50 dB以内，所以将后悬置Z向激励下的响应作为研究对象，以降低峰值声压为目标进行分析和结构优化。

图2 噪声传递函数曲线Fig.2 Curves of noise transfer function

3.2 连接点动刚度分析

后悬置连接点动加速度频响曲线如图3，通过对发动机与后悬置的连接点加速度导纳曲线分析发现在156 Hz附近Z向加速度出现了较大峰值，相比Y向和X向响应曲线峰值要高很多。通常情况下连接点动刚度特性在某频率附近较差，可以通过模态分析和相应的振型得到在该频率下的动态特性，进而识别出刚度不足的区域进行优化[8]。

图3 后悬置连接点加速度曲线Fig.3 Acceleration curves of connection point of engine rear suspension

因为该车型的发动机后悬置是与副车架连接，而不是与车身直接相连。副车架的动态特性对后悬置的连接点导纳有直接的影响，判断可能是由于副车架的局部模态导致Z向加速度过大。 通过副车架约束模态分析，发现在第2阶模态固有频率160 Hz处存在副车架Z向弯曲的模态，副车架底板变形较大，从图4振型云图中可以看出底板的刚度不足导致悬置支架在Z向也出现较大振幅，使得连接点Z向加速度曲线峰值较大。

图4 第2阶前副车架弯曲模态振型Fig.4 The second-order bending vibration of the front sub-frame

3.3 声学贡献分析

车内噪声是乘坐室所有板件振动引起的，但是每个板件对响应点声压的贡献是不同的，在某一频率下甚至会有负贡献的板件出现，乘坐室由几十个主要板件构成，对噪声产生重要影响的板件可能只有几个，因此为了发现问题的症结所在需要进行板件贡献分析。为了更精确的识别出贡献度高的部位，利用Optistruct提供的节点贡献度与板件贡献度相结合的方法对传递路径进行诊断分析。

以后悬置Z向激励曲线为诊断目标曲线，将车身的板件分为前挡风玻璃、防火墙、中底板、坐地板、右底板、顶盖、左围板、右围板等32个板件，输出板件在峰值频率156 Hz处的贡献量，通过Hypergraph进行查看，结果如图5。

从饼状图中可以看出，在峰值频率处贡献量较大的板件是前后挡风玻璃、防火墙和顶盖；从图6所示的峰值频率节点贡献云图上可以出现较大贡献区域的部位在顶盖后横梁之间，防火墙和前后挡风玻璃上的节点贡献量分布比较均匀。

图5 峰值频率处主要板件贡献量Fig.5 Main panel contribution at the peak frequency

图6 耦合面节点贡献度Fig.6 Grid contribution of the coulping surface

综上所述，发动机后悬置Z向激励响应曲线与该点Z向动刚度在156 Hz附近存在相同的峰值，说明传递路径没有起到隔振的作用，传递路径是主要问题[9]；后悬置Z向激励的连接点动刚度曲线出现较大峰值，激励源局部刚度不足，需要对副车架局部动刚度进行加强；前后窗、顶棚、防火墙是贡献度较大的板件，不考虑前后窗的结构和厚度的改变，将顶棚和防火墙作为优化设计板件。

4 车内噪声优化与验证

4.1 车身结构优化

通过声学贡献的分析结合实际的情况，对汽车顶盖和防火墙进行改进。根据节点贡献度，在顶盖贡献度大局部加1根纵梁，通过两层焊与顶盖横梁相连接，纵梁位置如图7圆圈标记所示。

由于从板件贡献度分析中看出防火墙总贡献量较大并且在节点贡献度云图上看出防火墙的贡献量分布比较均匀，所以将防火墙的板厚由0.75 mm增厚为0.9 mm。

图7 顶盖纵梁位置Fig.7 Position of the stringer on the roof

4.2 激励源局部刚度优化

通过激励源局部刚度的优化来提升连接点的导纳特性，降低车内声压响应。根据连接点动刚度和副车架局部模态分析的结果对副车架底板进行结构优化。优化方案为在地板模态振型较大处添加厚度为2 mm的加强板，两端通过两层焊与车架底板相连，加强板位置和形状如图8圆圈标记处所示，通过加强板的方式可以提高局部刚度从而降低弯曲模态的振幅。

图8 副车架加强板位置Fig.8 Position of the reinforcement plate in sub-frame

4.3 仿真验证

通过上述优化方案用有限元模型进行仿真验证。为了更清晰的观察优化前后连接点动刚度在20～200 Hz内的变化，加速度不采用对数形式表达。结果如图9，从后悬置连接点动刚度曲线看出，发动机后悬置点的加速度导纳曲线在峰值明显降低。后悬置Z向激励下的驾驶员右耳响应在155～160 Hz频率段声压均降低了5 dB左右，在180 Hz处声压响应虽有上升但仍在50 dB之内属于合理范围。通过仿真验证，优化方案对后悬置Z向激励下的响应取得很好的降噪效果，激励源局部刚度得到了提高。

同时为了验证NTF优化后的结构对车内噪声的整体影响，在发动机3个悬置点单位力共同作用下，测得驾驶员右耳的声压响应。由结果图10可以看出，经过NTF优化后的车身结构，驾驶员右耳的响应同样得到改善，在156 Hz处的峰值声压降低了6 dB左右。

图9 NTF优化前后后悬置Z向激励声学响应和连接点动刚度对比Fig.9 Comparison of acoustic response of Z direction excitation of rear suspension and the connection point dynamic stiffness before and after optimization

图10 优化前后驾驶员右耳响应对比Fig.10 Comparison of the acoustic response of driver’s right ear before and after optimization

5 结 论

1) 通过噪声传递函数分析识别出关键的路径，根据仿真结果发现发动机后悬置点Z向激励声压响应超过了目标值，需要针对该路径的响应进行优化设计。

2) 节点贡献度能够提供更加细节的信息，与板件贡献度相结合能够精确找到需要优化的部位，提出更加合理的优化方案。

3) 从激励源局部和声学贡献量两个角度进行声学优化，取得了很好的优化效果，为实际工程项目提供了思路。

4) NTF优化对车内噪声的控制有很好的实用价值，对关键路径的结构优化可以提高车内整体声学性能。

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(责任编辑：朱汉容)

Analysis and Optimization of Car Interior Noise Based on Noise Transfer Function

LU Senlin，REN Zhixiang

(School of Automobile and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，P.R.China)

A trimmed body finite element model and a coupled structure-acoustic model of a car were established by Hypermesh.Considering the excitation of engine，the analysis on NTF was conducted；and it was identified that the acoustic response caused byzdirection excitation of engine rear suspension exceeded the target value.Through the analysis on the dynamic stiffness and acoustic contribution of connection points，the cause of the critical path noise problem was found.An optimization plan was proposed for the panels with large acoustic contribution and the local parts with no enough dynamic stiffness in excitation source.It is validated by simulation that the noise caused byzdirection excitation of rear suspension is reduced and the car interior noise is also controlled.

vehicle engineering；noise transfer function；connection point dynamic stiffness；acoustic contribution；optimization

10.3969/j.issn.1674-0696.2017.08.19

2016-01-22；

2016-03-15

陆森林(1957—)，男，江苏镇江人，教授，博士，主要研究方向为车辆振动与噪声控制。E-mail：zhixiang.lusl@ujs.edu.cn。

U467.4+93

A

1674-0696(2017)08-110-05