1 前言
隨著國內汽車市場的日漸成熟，人們對汽車的品質要求越來越高，在汽車的幾大性能中，NVH，即噪聲(Noise)、振動(Vibration)和舒適性(Harshness)三個英文單詞第一個字母的縮寫，日漸受到消費者的重視，汽車的NVH性能已經成為顧客購買汽車的主要考慮的因素之一。
NVH性能控制已經納入現代汽車開發過程中。因此，在汽車開發初期就預測車內振動噪聲水平，提出有效減振降噪方案，降低潛在的振動噪聲風險，可以大大的減少后期整改率，降低開發成本。
CAE技術作為汽車開發前期的NVH性能的重要的、有效的控制手段，正在越來越廣泛應用于整車NVH性能開發中，本文利用HyperWorks前后處理軟件和MSC.NASTRAN求解器進行NTF分析，通過對噪聲傳遞函數中不滿足設計要求的峰值進行優化分析，使得NTF性能得到優化和改進，并與試驗部門一起進行方案驗證，為轎車NVH性能持續提升提供支持。
2 NTF方法及原理簡介
車內結構噪聲為激勵與噪聲傳遞函數(NTF)的乘積，在激勵一定的情況下，通過減少噪聲傳遞函數可以有效的降低車內結構噪聲。因此NTF分析在控制汽車噪聲性能方面應用廣泛，NTF主要考察車身對底盤、動力系統與車身各附接點的敏感度，車身外各種激勵引起的結構振動和結構噪聲的特性直接表明車身設計的優劣。好的車身設計對各支撐點的激勵敏感度低，即激勵力引起的振動和噪聲的響應值低。
結構噪聲由結構振動引起，駕駛員和乘員艙組成一個封閉的空腔系統，由于周圍結構一頂棚、前壁板、底板、前風擋、后風擋、前后四門的內板的振動，引起聲腔的空氣壓縮和膨脹，引起聲腔氣壓的波動，從而產生噪聲，分析涉及了結構和流體的耦合分析，結構和流體系統的總體耦合方程表示為：
公式一 結構和流體系統的總體耦合方程
其中，下標s表示結構；下標f表示流體。
Nf和Ns分別表示流體壓力形函數矩陣和結構形函數矩陣。
公式二 真空中的結構模態
公式三 剛體容器下的流體模態
結構和流體系統總體方程在模態坐標下解耦的系統動力學方程，可表示為：
公式四 結構和流體系統總體方程在模態坐標下解耦的系統動力學方程
通過求解該動力學方程可以得到動力學響應。
3 分析模型
噪聲傳遞函數分析的模型包括結構的內飾車身結構模型和聲學空腔模型，內飾車身模型主要采用四邊形和少量的三角形殼單元組成，焊點采用CWeld單元，焊縫用RBE2模型，粘膠用實體單元模擬。動力總成在質心位置使用集中質量模擬，動力總成的質心、質量和轉動慣量通過試驗得到；內飾件采用集中質量模擬；所有懸置和襯套使用CBUSH單元模擬。車內聲腔模型包括兩部分：空氣和座椅，采用四面體單元進行離散，材料采用MAT10定義。有限元模型如圖1所示。
整個系統不施加任何約束，為自由狀態，在底盤與車身接附點處分別施加三個方向的單位載荷(1N)的掃頻激勵，頻率范圍為20-200Hz。通過考慮車身振動與聲腔耦合，聲固耦合參數通過ACMODL卡片控制，為了提高計算效率，使用模態頻響法計算單位載荷下駕駛員右耳側聲壓變化曲線。
圖1 內飾車身和聲腔模型
4 結果分析及優化
通過模態頻率響應分析可以得到駕駛員右耳處的噪聲頻率響應曲線。把曲線與目標曲線進行對比分析，對不滿足設計目標的曲線進行統計和分析。通過對比分析，發現右前擺臂安裝點Z向、發動機前懸置X向、排氣前吊耳、左右吊耳不滿足目標要求。對不滿足要求的接附點的噪聲傳遞函數進行原因分析。原因分析的方法主要有傳遞路徑分析，接附點動剛度分析、模態參與因子分析，面板貢獻量分析等。
4.1原因分析
下面以某排氣吊耳為例進行說明：排氣吊耳的位置如圖2所示：排氣吊耳的噪聲傳遞函數如圖3所示，排氣前吊耳的Z向單位激勵下的NTF曲線在130-180Hz頻帶范圍內遠遠超過目標值，最高峰值在163Hz處，風險較大，需要進行優化。首先從該接附點動剛度考慮，排氣吊耳的動剛度曲線如圖4所示，該點的接附點動剛度在150Hz-180Hz范圍內動剛度也不滿足目標值要求。通過噪聲傳遞函數與動剛度曲線對比發現，動剛度低是造成排氣吊耳噪聲不達標的原因之一。
圖2 排氣吊耳位置示意圖
圖3 排氣吊耳噪聲傳遞函數
圖4 排氣吊耳噪聲動剛度曲線
圖5 聲腔模態參與因子
另外通過模態貢獻分析，聲腔模態貢獻如圖5所示。從圖中可以聲腔模態貢獻最大的是第5階、第9階和第6階。但是修改聲腔模態很困難，幾乎不太可能。
結構模態貢獻如圖6所示，最大的是161、158.81、162Hz的模態。其中模態貢獻最大的比例為16%，從車身模態結果看，很難找到修改方向，但是這些模態中，副車架的模態很活躍，可以考慮從副車架的模態入手。
圖6 結構模態參與因子
最后從面板貢獻分析，如圖7所示，可以知道，最大的面板貢獻量為19.6%，但是最大貢獻量的面板位于前風擋和防火墻處，這兩處的結構不能修改。對于排氣吊耳這個接附點，從面板改進是不可取的。
圖7 面板貢獻分析（紅色圓圈為主要貢獻面板）
4.2NTF優化分析
從NTF原因分析可以知道，對于排氣吊耳的NTF峰值問題，可以從提高改接附點的動剛度和提高副車架的模態人手。由于副車架已經定型，修改副車架結構成本較高，采用動力吸振器可以降低3dB，但是效果不是特別好，并且增加成本，最后從加強排氣吊耳接附點動剛度入手，優化排氣吊耳的位置，經過多次優化，找到了效果較好的方案，方案說明和效果如下圖8所示。通過CAE優化方案結果可以知道，在163Hz的噪聲峰值下降了12dB，CAE方案的效果非常明顯。為了驗證方案的效果和推動方案的實施，組織試驗部門進行了試驗驗證，試驗結果如圖9所示，試驗結果表明采用CAE方案后，振動和噪聲有大幅度降低，充分證明了CAE分析方案的有效性和可行性。
圖8 排氣吊耳方案CAE分析結果對比
圖9 排氣吊耳方案試驗測試結果對比
5 結論
本文對某轎車進行噪聲傳遞分析和優化，通過從接附點動剛度、模態貢獻量和面板貢獻量入手，較系統分析了噪聲產生的原因，找到解決NTF峰值問題的途徑，成功的解決了設計車的NVH問題。降低了設計車的NVH風險。并且進行了試驗驗證，驗證了方案的可靠性和有效性，為方案的實施提供強有力的依據。
當然，NTF問題本身是一個有多種原因產生和引起的復雜的工程問題，與結構模態和聲腔耦合、源點動剛度相關，但是最重要的是找到NTF峰值產生的原因，對癥下藥，才能較好的解決實際工程問題。
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本文標題：某轎車噪聲傳遞函數分析與優化
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