夏洪兵，劉 偉，魏博雄，趙 鵬

(1.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司， 天津 300300； 2.天津科技大學(xué)， 天津 300000)

隨著汽車使用的普及，汽車NVH性能成為新車發(fā)布的重點之一，越來越受到汽車生產(chǎn)商與消費者的重視。據(jù)統(tǒng)計，整車1/3的故障問題來源于車輛NVH問題。在新車研發(fā)過程中，汽車生產(chǎn)商對NVH性能開發(fā)所投入的研發(fā)成本占總研發(fā)成本的20%。汽車設(shè)計階段控制噪聲的常用方法之一是對內(nèi)飾車身進行NTF分析[1-2]。

2011年長安汽車工程研究院豐云秀等[3]針對TB車身進行NTF分析，并結(jié)合接附點的IPI分析、聲腔包絡(luò)板件對駕駛員右耳處噪聲的貢獻量分析(后文簡稱板件貢獻量分析)、TB模態(tài)分析、聲腔模態(tài)分析，對聲振靈敏度較高的接附點動剛度與輻射振動較大的車身板件進行優(yōu)化。2014年華晨汽車工程研究院張秋霞等[4]針對某轎車TB模型進行NTF分析，通過板件貢獻量與TB模態(tài)分析定位問題板件，對問題板件進行剛度優(yōu)化，減少板件向車內(nèi)的輻射振動，從而降低聲振靈敏度。2015年廣州汽車工程研究院張志達等[5]采用子結(jié)構(gòu)綜合法進行試驗?zāi)Ｐ团c有限元模型的混合建模，成功解決了由于車架剛度不足引起的后排加速噪聲過大的問題。

在新車研發(fā)過程中，常采用NTF分析對車內(nèi)噪聲進行風(fēng)險識別，同時結(jié)合聲腔模態(tài)、TB模態(tài)、IPI分析、板件貢獻量分析進行NTF優(yōu)化[6-12]。根據(jù)噪聲傳遞情況對噪聲問題進行分類，可分為振動激勵源、振動傳遞路徑、振動響應(yīng)。以上的NTF優(yōu)化方法都是針對源與響應(yīng)的問題，并沒有針對振動傳播路徑進行控制。新車研發(fā)后期試驗調(diào)校時，通常采用振動噪聲峰值頻率識別、斷開連接部件等方法確定傳遞路徑，采用增加吸振墊片等方法減少振動向車內(nèi)的傳遞。但由于前期通常無法進行傳遞路徑中問題板件的識別，限制了車內(nèi)噪聲的進一步控制。

1 原理闡述

Ole Dossing[13]于1989年提出了工作振型的概念(operational deflection shape，ODS)的概念。通過ODS法測得的時域波形，可以在不進行任何分析的情況下直接觀察結(jié)構(gòu)的變形情況或者根據(jù)工作振型頻率響應(yīng)函數(shù)(operational deflection shape frequency response function，ODS FRF)、自互功率譜觀察結(jié)構(gòu)在各個不同頻率時的振型，該振型為各階模態(tài)影響乘以影響因子的疊加。

本文將常用的ODS分析法應(yīng)用于仿真分析中，從分析結(jié)果中能清楚看到車身的振動傳遞路徑與車內(nèi)聲腔的噪聲傳遞路徑，可有的放矢地進行振動傳遞路徑的優(yōu)化工作。主要工作為對某SUV進行TB車身有限元模型搭建并進行試驗?zāi)B(tài)驗證，對TB模型進行副車架后懸置安裝點Z向激勵的NTF分析并結(jié)合仿真ODS結(jié)果進行傳遞路徑識別與優(yōu)化。具體工作流程如圖1所示。

圖1 工作流程

1.1 NTF原理

NTF(noise transfer function)即聲振傳函，用于計算底盤、動力總成等接附點的聲振靈敏度[7]。通過進行NTF分析，控制底盤、動力總成接附點聲振靈敏度，進而實現(xiàn)車內(nèi)降噪。進行NTF分析時，通常對底盤、動力總成接附點進行掃頻激勵，振動由車身進行傳遞，最終通過板件與車內(nèi)聲腔的流固耦合，將板件振動轉(zhuǎn)換為車內(nèi)聲腔聲壓傳遞，得到參考點NTF曲線。

(1)

駕駛員右耳接收到的結(jié)構(gòu)噪聲為各個接附點受到激勵后車內(nèi)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲的疊加，可以表示為

(2)

因此，在新車設(shè)計階段，控制底盤、動力總成與車身各個接附點的NTF曲線，對結(jié)構(gòu)噪聲進行定性分析即可控制風(fēng)險，優(yōu)化車內(nèi)噪聲。

1.2 ODS原理[8]

彈簧-阻尼-質(zhì)量的振動系統(tǒng)在受到外力的作用時，其運動規(guī)律滿足如下振動微分方程：

(3)

式中：[M]、[C]、[K]分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣；{f(t)}為作用在系統(tǒng)的外力向量；{x(t)}為系統(tǒng)的位移向量。

對式(3)進行拉氏變換將時域轉(zhuǎn)換為復(fù)數(shù)域得：

{[M]s2+[C]s+[K]}x(s)=F(s)

(4)

系統(tǒng)力-位移傳函為

(5)

或

(6)

將式(6)與s=jω代入式(4)，得系統(tǒng)作用下的響應(yīng)x(ω)為

( 7)

式(7)為系統(tǒng)在外力f(t)作用下的振動頻率響應(yīng)。

由于工程中工作激勵{F(ω)}較難獲取，因此選取結(jié)構(gòu)以參考點的振動代替實際工作激勵，其他點與該參考點的比值即為ODS值，即：

{Tij(ω)}={xi}/xj

(8)

式中： {Tij(ω)}為ODS值；{xi}為系統(tǒng)測點的響應(yīng)；xj為結(jié)構(gòu)參考點的響應(yīng)。

2 基于模態(tài)的模型驗證

2.1 TB模型搭建與模態(tài)分析

TB(trimbody)車身就是將整車從軟連接(彈簧、襯套)斷開，去除動力總成、底盤系統(tǒng)后整車的剩余部分模型。TB模型包括白車身、門蓋系統(tǒng)、座椅系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、副車架系統(tǒng)、內(nèi)外飾件以及電子電器等。在TB模型搭建中，內(nèi)外飾件、電子電器主要起質(zhì)量作用，采用零維Mass單元模擬，通過彈性單元Rbe3與車身安裝孔進行連接。車身、門蓋、副車架等主要采用鈑金件焊接而成。鈑金件采用10 mm×10 mm的Shell單元進行模擬。車身粘膠、焊點采用六面體單元與rbe3進行模擬，膠條、緩沖塊等采用彈性單元Bush進行模擬，車身縫焊采用1d單元Cweld進行模擬。模態(tài)振動為小變形振動，振動處于材料線性段范圍內(nèi)，因此材料選取各項同性材料。

TB模型共有節(jié)點1 648 789個，單元1 901 743個，具體如圖2(a)所示。

圖2 有限元模型示意圖

聲腔模型采用四面體單元進行模擬，單元尺寸為40 mm，滿足分析頻率為50～200 Hz時單元最小尺寸要求，選擇駕駛員右耳附近單元節(jié)點為車內(nèi)噪聲響應(yīng)點。聲腔模型由空氣聲腔模型與座椅聲腔模型組成，如圖2(b)所示。

采用Lanczos方法對TB模型進行0～60 Hz模態(tài)分析，針對TB主要模態(tài)進行識別，分析結(jié)果如表1所示。

表1 TB模型模態(tài)分析結(jié)果

振型頻率/Hz 振型頻率/Hz 1階彎曲26.71階前艙橫擺模態(tài)28.81階扭轉(zhuǎn)31.01階后端開口扭轉(zhuǎn)20.5

2.2 TB車身試驗?zāi)B(tài)分析

對TB車身進行自由邊界條件的模態(tài)試驗。TB車身采用空氣彈簧支撐，TB車身剛體模態(tài)小于TB車身第1階模態(tài)頻率1/4，滿足近似自由邊界條件。將2個激振器分別置于車身右前縱梁和左后縱梁位置。激振器采用猝發(fā)隨機信號對TB車身進行激勵。

共布置189個測點，分別測取所有測點的相對坐標(biāo)，建立簡化線框模型。傳感器布置如表2和圖3所示。

表2 傳感器布置位置及測試點數(shù)

位置測點數(shù)位置測點數(shù)左側(cè)車身50地板27右側(cè)車身50頂棚18其他44

圖3 TB車身傳感器分布點

TB車身試驗結(jié)果與CAE分析結(jié)果對比如表3所示。

表3 試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比

振型描述頻率/Hz試驗結(jié)果CAE結(jié)果誤差/%1階彎曲24.826.77.71階扭轉(zhuǎn)29.731.06.41階后端開口扭轉(zhuǎn)19.120.57.31階前艙橫擺26.728.87.9

由于CAE模型中內(nèi)外飾、電子電器采用集中質(zhì)量代替，CAE模型與試驗樣車模型不可避免地存在加工誤差與設(shè)計誤差，因此仿真結(jié)果與試驗結(jié)果不完全一致。TB車身模態(tài)CAE分析結(jié)果與試驗結(jié)果對比，誤差控制在10%的范圍內(nèi)，說明TB模型搭建較準確。

3 基于仿真ODS的NTF曲線優(yōu)化

3.1 NTF曲線問題點分析

對副車架后懸置安裝點進行NTF分析，激勵力為20～200 Hz單位力，為減小模態(tài)截斷誤差，車身與聲腔模態(tài)計算頻率范圍為0～400 Hz，車身結(jié)構(gòu)阻尼采用工程經(jīng)驗值0.04。副車架后懸置NTF分析結(jié)果如圖4、表4所示。

圖4 后懸置安裝點Z向NTF曲線

激勵點方向NTF結(jié)果目標(biāo)后懸置接附點X向53.0 dB@135 Hz58 dBY向51.9 dB@144 Hz58 dBZ向67.0 dB@136 Hz58 dB

根據(jù)NTF分析結(jié)果，后懸置接附點X向、Y向NTF曲線滿足目標(biāo)要求，Z向NTF曲線結(jié)果較差。

該車為3排座椅SUV，工程上通常將后懸置NTF目標(biāo)線定為58 dB，發(fā)動機采用3點布置，后懸置為拉桿式，這種結(jié)構(gòu)受力主方向為X向，即車身前后方向，Z向雖非后懸置受力主方向，但受后懸置襯套剛度限制以及加工工藝限制，后懸置Z向激勵NTF曲線也應(yīng)予以重視。

3.2 基于仿真ODS法的NTF曲線峰值原因分析

對副車架進行安裝模態(tài)與動剛度分析，來考察是否由于后懸置附近剛度不足造成激勵力放大。后懸置安裝模態(tài)與動剛度結(jié)果如圖5所示。

圖5 后懸置安裝點分析結(jié)果

根據(jù)分析結(jié)果，副車架安裝模態(tài)為164.4 Hz，優(yōu)于其他車型副車架安裝模態(tài)，后懸置接附點動剛度也較高，同時后懸置Z向動剛度曲線在136 Hz附近并無明顯的峰值，可以排除由于前副車架剛度不足造成NTF問題。

對傳遞路徑進行分析，采用仿真ODS法進行副車架后懸置安裝點Z向激勵點的車身振動與車內(nèi)聲腔聲壓的傳遞路徑分析。仿真ODS分析結(jié)果如圖6所示,為了方便顯示，圖6中將TB其他部分隱藏。

圖6 136 Hz激勵仿真ODS分析結(jié)果

圖6(a)為136 Hz聲腔聲壓響應(yīng)，從分析結(jié)果可以看到，聲波傳播有2個方向:第1個方向為聲波從前圍處延聲腔下半部傳遞，該方向?qū)︸{駛員右耳處噪聲無影響；另一個方向為聲壓從擋風(fēng)玻璃、頂棚前部延聲腔上半部傳遞，該方向?qū)︸{駛員右耳噪音影響較大。

對后懸置Z向激勵NTF曲線136 Hz峰值問題進行分析。根據(jù)圖6(b)板件仿真ODS分析結(jié)果可見:擋風(fēng)玻璃下沿與前圍受136 Hz激勵后振動較大。圖7(a)內(nèi)飾車身136 Hz模態(tài)分析結(jié)果顯示：A柱與前圍連接處、擋風(fēng)玻璃下沿存在局部模態(tài)，同時IP橫梁的X向彎曲模態(tài)通過A柱連接處、儀表臺與前圍連接處進一步帶動擋風(fēng)玻璃下沿振動。圖7(c)為后懸置Z向激勵136 Hz的NTF曲線峰值板件貢獻量分析結(jié)果，可見頂棚貢獻量[7]最大。圖7(b)顯示聲腔在136 Hz激勵下對頂棚前側(cè)與擋風(fēng)玻璃振動較敏感。圖7(d)為13 6Hz 內(nèi)飾車身頂棚模態(tài)，可見頂棚前側(cè)存在局部模態(tài)，雖然頂棚后側(cè)振動較劇烈，但對136 Hz噪聲峰值影響較小。

綜上所述，副車架后懸置安裝點Z向激勵、振動沿前圍、擋風(fēng)玻璃、頂棚進行傳遞。在振動傳遞過程中，136 Hz處擋風(fēng)玻璃下沿存在局部模態(tài)，使得振動過大，該處未能有效對振動進行抑制。振動沿車身傳遞至頂棚、防風(fēng)玻璃，由于136 Hz聲腔前側(cè)對振動較敏感，產(chǎn)生了NTF曲線的136 Hz峰值問題。

3.3 NTF曲線峰值優(yōu)化

根據(jù)以上分析結(jié)論，針對傳遞路徑問題點提出優(yōu)化方案(圖8)：

1) 提高擋風(fēng)玻璃下沿剛度，減小振動沿該條路徑的傳遞；

2)對IP橫梁X向彎曲模態(tài)與擋風(fēng)玻璃下沿模態(tài)進行避頻。

圖7 NTF曲線的136 Hz峰值原因分析

將優(yōu)化方案更新至TB模型，進行NTF分析，結(jié)果如圖9和表5所示。

圖9 后懸置安裝點Z向NTF曲線優(yōu)化結(jié)果

激勵點方向NTF結(jié)果優(yōu)化前優(yōu)化后變化后懸置接附點X53.0 dB@135 Hz51.5 dB@132 Hz1.5 dBY51.9 dB@144 Hz49.8 dB@155 Hz2.1 dBZ67.0 dB@136 Hz62.0 dB@141 Hz5.0 dB

根據(jù)分析結(jié)果，優(yōu)化后后懸置接附點Z向NTF曲線峰值下降5 dB，證明分析結(jié)論正確，所提優(yōu)化方案有效。

4 結(jié)束語

新車研發(fā)過程中，通過控制TB車身動力總成與底盤接附點的NTF曲線來進行車內(nèi)低頻噪聲優(yōu)化。噪聲問題通常伴隨著“源-傳遞路徑-響應(yīng)”問題，但由于振動的傳遞路徑較復(fù)雜，在分析中常常根據(jù)模態(tài)、動剛度、板件貢獻量來對源與響應(yīng)進行優(yōu)化，忽略了傳遞路徑問題，這就造成了噪聲控制中未能充分挖掘結(jié)構(gòu)潛力。針對后懸置Z向NTF問題進行分析與優(yōu)化，在原有的針對源與響應(yīng)的NTF優(yōu)化中加入了基于仿真ODS法的振動噪聲傳遞路徑分析與優(yōu)化，并成功地將后懸置Z向NTF曲線最高峰值降低了5 dB。