某轿车噪声传递函数分析与优化_缪增华
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某轿车噪声传递函数分析与优化
缪增华 王园 张松波 张剑 赵志兰 长安汽车工程研究总院汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室 重庆 401120 摘要：噪声传递函数分析是轿车设计前期进行 NVH 性能控制的重要手段之一。本文利用 MSC.Nastran 对某轿车的内饰车身的噪声传递函数进行分析，对不满足设计要求的接附点传 递函数峰值进行原因分析和优化， 通过优化使得接附点传递函数满足设计目标值要求。 并对 优化方案进行试验验证， 试验结果与 CAE 分析结果一致。 验证了 CAE 方案的可信度和可行 性，进而推动了 CAE 方案的实施，从而有效的降低了车内噪声。 关键词：噪声传递函数，NVH， 内饰车身，优化
图 2 排气吊耳位置示意图
图 3 排气吊耳噪声传递函数
图 4 排气吊耳噪声动刚度曲线 图 5 声腔模态参与因子 另外通过模态贡献分析，声腔模态贡献如图 5 所示。从图中可以声腔模态贡献最大的是第 5 阶、第 9 阶和第 6 阶。但是修改声腔模态很困难，几乎不太可能。 结构模态贡献如图 6 所示，最大的是 161、158.81、162Hz 的模态。其中模态贡献最大 的比例为 16%，从车身模态结果看，很难找到修改方向，但是这些模态中，副车架的模态 很活跃，可以考虑从副车架的模态入手。
系统的总体耦合方程表示为
Ms A T
0 u s Bs Mf 0 p
0 u s K s Bf 0 p
0 u s Ps Kf p Pf
0 s bs mf 0 f
0 s k s bf 0 f
T 0 s s Ps T k f f f Pf
Noise Transfer Function Analysis and Optimization of a Vehicle
Abstract ： NTF(Noise Transfer Function analysis) is one important method of NVH control for vehicle design. NTF of a design vehicle has been analyzed in this paper with the MSC.Nastran-a famous FEA software, and the reason for causing connector points' peak of NTF ,which doesn't match the design object, is analyzed and found， then optimization is done to decrease the peak of NTF. By optimization the peak of NTF has been decreased and match the design object. After optimization， a test is done to verify the CAE optimization, and the results show CAE optimization is believable ，which makes the CAE optimization adopted，then the interior sound is significantly reduced.
图 8 排气吊耳方案 CAE 分析结果对比
图 9 排气吊耳方案试验测试结果对比
5 结论
本文对某轿车进行噪声传递分析和优化，通过从接附点动刚度、模态贡献量和面板贡 献量入手，较系统分析了噪声产生的原因，找到解决NTF峰值问题的途径，成功的解决了设 计车的NVH问题。降低了设计车的NVH风险。并且进行了试验验证，验证了方案的可靠性和有 效性，为方案的实施提供强有力的依据。 当然，NTF问题本身是一个有多种原因产生和引起的复杂的工程问题，与结构模态和声 腔耦合、源点动刚度相关，但是最重要的是找到NTF峰值产生的原因，对症下药，才能较好 的解决实际工程问题。
通过求解该动力学方程可以得到动力学响应。
3 分析模型
噪声传递函数分析的模型包括结构的内饰车身结构模型和声学空腔模型，内饰车身模 型主要采用四边形和少量的三角形壳单元组成，焊点采用 CWeld 单元，焊缝用 RBE2 模型， 粘胶用实体单元模拟。动力总成在质心位置使用集中质量模拟，动力总成的质心、质量和转 动惯量通过试验得到；内饰件采用集中质量模拟；所有悬置和衬套使用 CBUSH 单元模拟。 车内声腔模型包括两部分：空气和座椅，采用四面体单元进行离散，材料采用 MAT10 定义。 有限元模型如图 1 所示。 整个系统不施加任何约束，为自由状态，在底盘与车身接附点处分别施加三个方向的 单位载荷（1N）的扫频激励，频率范围为 20-200Hz。通过考虑车身振动与声腔耦合，声固 耦合参数通过 ACMODL 卡片控制，为了提高计算效率，使用模态频响法计算单位载荷下驾 驶员右耳侧声压变化曲线。
[ks ] T s K s s
刚体容器下的流体模态
P f f
[mf ] T f M f f [bf ] T f Bf f
[kf ] T f Kf f
结构和流体系统总体方程在模态坐标下解耦的系统动力学方程，可表示为
ms T A T f s
参考文献
[1]庞剑，谌刚等编. 《汽车噪声与振动》 北京理工大学出版社. 2006. [2]李楚琳, 张胜兰, 冯樱, 杨朝阳编. 《HyperWorks 分析应用实例》 . 机械工业出版社. 2008. [3] Gregor Koners. Panel Noise Contribution Analysis: An Experimental Method for Determining the Noise Contributions of Panels to an interior Noise. 2003,paper,2003-01-1410
Key words: Noise Transfer Function, Trimmed Body, Optimiwenku.baidu.comation 1 前言
随着国内汽车市场的日渐成熟，人们对汽车的品质要求越来越高，在汽车的几大性能 中，NVH，即噪声（Noise）、振动（Vibration）和舒适性（Harshness）三个英文单词第一 个字母的缩写，日渐受到消费者的重视，汽车的NVH性能已经成为顾客购买汽车的主要考虑 的因素之一。 NVH性能控制已经纳入现代汽车开发过程中。因此，在汽车开发初期就预测车内振动 噪声水平， 提出有效减振降噪方案， 降低潜在的振动噪声风险， 可以大大的减少后期整改率， 降低开发成本。 CAE技术作为汽车开发前期的NVH性能的重要的、有效的控制手段，正在越来越广泛应 用于整车NVH性能开发中，本文利用HyperWorks前后处理软件和MSC.NASTRAN求解器进行 NTF分析，通过对噪声传递函数中不满足设计要求的峰值进行优化分析，使得NTF性能得到 优化和改进，并与试验部门一起进行方案验证，为轿车NVH性能持续提升提供支持。
其中，下标 s 表示结构；下标 f 表示流体。
K f Nf (1/ )Nf dV
vol
Mf (1/ B)Nf N f dV A N f Nsds
vol s
Nf 和Ns 分别表示流体压力形函数矩阵和结构形函数矩阵。
真空中的结构模态
u ss
[ms ] T s M s s [bs ] T s Bs s
图 6 结构模态参与因子 最后从面板贡献分析，如图 7 所示，可以知道，最大的面板贡献量为 19.6%，但是最大 贡献量的面板位于前风挡和防火墙处，这两处的结构不能修改。对于排气吊耳这个接附点， 从面板改进是不可取的。
图 7 面板贡献分析（红色圆圈为主要贡献面板）
4.2 NTF 优化分析
从 NTF 原因分析可以知道，对于排气吊耳的 NTF 峰值问题，可以从提高改接附点的 动刚度和提高副车架的模态入手。由于副车架已经定型，修改副车架结构成本较高，采用动 力吸振器可以降低 3dB，但是效果不是特别好，并且增加成本，最后从加强排气吊耳接附点 动刚度入手，优化排气吊耳的位置，经过多次优化，找到了效果较好的方案，方案说明和效 果如下图 8 所示。通过 CAE 优化方案结果可以知道，在 163Hz 的噪声峰值下降了 12dB， CAE 方案的效果非常明显。为了验证方案的效果和推动方案的实施，组织试验部门进行了 试验验证，试验结果如图 9 所示，试验结果表明采用 CAE 方案后，振动和噪声有大幅度降 低，充分证明了 CAE 分析方案的有效性和可行性。
图 1 内饰车身和声腔模型
4 结果分析及优化
通过模态频率响应分析可以得到驾驶员右耳处的噪声频率响应曲线。把曲线与目标曲 线进行对比分析，对不满足设计目标的曲线进行统计和分析。通过对比分析，发现右前摆臂 安装点 Z 向、发动机前悬置 X 向、排气前吊耳、左右吊耳不满足目标要求。对不满足要求 的接附点的噪声传递函数进行原因分析。 原因分析的方法主要有传递路径分析， 接附点动刚 度分析、模态参与因子分析，面板贡献量分析等。
4.1 原因分析
下面以某排气吊耳为例进行说明：排气吊耳的位置如图 2 所示：排气吊耳的噪声传递 函数如图 3 所示，排气前吊耳的 Z 向单位激励下的 NTF 曲线在 130-180Hz 频带范围内远远 超过目标值，最高峰值在 163Hz 处，风险较大，需要进行优化。首先从该接附点动刚度考 虑，排气吊耳的动刚度曲线如图 4 所示，该点的接附点动刚度在 150Hz-180Hz 范围内动刚 度也不满足目标值要求。 通过噪声传递函数与动刚度曲线对比发现， 动刚度低是造成排气吊 耳噪声不达标的原因之一。
２ NTF 方法及原理简介
车内结构噪声为激励与噪声传递函数（NTF）的乘积，在激励一定的情况下，通过减 少噪声传递函数可以有效的降低车内结构噪声。因此NTF分析在控制汽车噪声性能方面应用 广泛，NTF主要考察车身对底盘、动力系统与车身各附接点的敏感度，车身外各种激励引起 的结构振动和结构噪声的特性直接表明车身设计的优劣。 好的车身设计对各支撑点的激励敏 感度低，即激励力引起的振动和噪声的响应值低。 结构噪声由结构振动引起，驾驶员和乘员舱组成一个封闭的空腔系统，由于周围结构顶棚、前壁板、底板、前风挡、后风挡、前后四门的内板的振动，引起声腔的空气压缩和膨 胀，引起声腔气压的波动，从而产生噪声，分析涉及了结构和流体的耦合分析，结构和流体
缪增华 王园 张松波 张剑 赵志兰 长安汽车工程研究总院汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室 重庆 401120 摘要：噪声传递函数分析是轿车设计前期进行 NVH 性能控制的重要手段之一。本文利用 MSC.Nastran 对某轿车的内饰车身的噪声传递函数进行分析，对不满足设计要求的接附点传 递函数峰值进行原因分析和优化， 通过优化使得接附点传递函数满足设计目标值要求。 并对 优化方案进行试验验证， 试验结果与 CAE 分析结果一致。 验证了 CAE 方案的可信度和可行 性，进而推动了 CAE 方案的实施，从而有效的降低了车内噪声。 关键词：噪声传递函数，NVH， 内饰车身，优化
图 2 排气吊耳位置示意图
图 3 排气吊耳噪声传递函数
图 4 排气吊耳噪声动刚度曲线 图 5 声腔模态参与因子 另外通过模态贡献分析，声腔模态贡献如图 5 所示。从图中可以声腔模态贡献最大的是第 5 阶、第 9 阶和第 6 阶。但是修改声腔模态很困难，几乎不太可能。 结构模态贡献如图 6 所示，最大的是 161、158.81、162Hz 的模态。其中模态贡献最大 的比例为 16%，从车身模态结果看，很难找到修改方向，但是这些模态中，副车架的模态 很活跃，可以考虑从副车架的模态入手。
系统的总体耦合方程表示为
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Noise Transfer Function Analysis and Optimization of a Vehicle
Abstract ： NTF(Noise Transfer Function analysis) is one important method of NVH control for vehicle design. NTF of a design vehicle has been analyzed in this paper with the MSC.Nastran-a famous FEA software, and the reason for causing connector points' peak of NTF ,which doesn't match the design object, is analyzed and found， then optimization is done to decrease the peak of NTF. By optimization the peak of NTF has been decreased and match the design object. After optimization， a test is done to verify the CAE optimization, and the results show CAE optimization is believable ，which makes the CAE optimization adopted，then the interior sound is significantly reduced.
图 8 排气吊耳方案 CAE 分析结果对比
图 9 排气吊耳方案试验测试结果对比
5 结论
本文对某轿车进行噪声传递分析和优化，通过从接附点动刚度、模态贡献量和面板贡 献量入手，较系统分析了噪声产生的原因，找到解决NTF峰值问题的途径，成功的解决了设 计车的NVH问题。降低了设计车的NVH风险。并且进行了试验验证，验证了方案的可靠性和有 效性，为方案的实施提供强有力的依据。 当然，NTF问题本身是一个有多种原因产生和引起的复杂的工程问题，与结构模态和声 腔耦合、源点动刚度相关，但是最重要的是找到NTF峰值产生的原因，对症下药，才能较好 的解决实际工程问题。
通过求解该动力学方程可以得到动力学响应。
3 分析模型
噪声传递函数分析的模型包括结构的内饰车身结构模型和声学空腔模型，内饰车身模 型主要采用四边形和少量的三角形壳单元组成，焊点采用 CWeld 单元，焊缝用 RBE2 模型， 粘胶用实体单元模拟。动力总成在质心位置使用集中质量模拟，动力总成的质心、质量和转 动惯量通过试验得到；内饰件采用集中质量模拟；所有悬置和衬套使用 CBUSH 单元模拟。 车内声腔模型包括两部分：空气和座椅，采用四面体单元进行离散，材料采用 MAT10 定义。 有限元模型如图 1 所示。 整个系统不施加任何约束，为自由状态，在底盘与车身接附点处分别施加三个方向的 单位载荷（1N）的扫频激励，频率范围为 20-200Hz。通过考虑车身振动与声腔耦合，声固 耦合参数通过 ACMODL 卡片控制，为了提高计算效率，使用模态频响法计算单位载荷下驾 驶员右耳侧声压变化曲线。
[ks ] T s K s s
刚体容器下的流体模态
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[mf ] T f M f f [bf ] T f Bf f
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结构和流体系统总体方程在模态坐标下解耦的系统动力学方程，可表示为
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参考文献
[1]庞剑，谌刚等编. 《汽车噪声与振动》 北京理工大学出版社. 2006. [2]李楚琳, 张胜兰, 冯樱, 杨朝阳编. 《HyperWorks 分析应用实例》 . 机械工业出版社. 2008. [3] Gregor Koners. Panel Noise Contribution Analysis: An Experimental Method for Determining the Noise Contributions of Panels to an interior Noise. 2003,paper,2003-01-1410
Key words: Noise Transfer Function, Trimmed Body, Optimiwenku.baidu.comation 1 前言
随着国内汽车市场的日渐成熟，人们对汽车的品质要求越来越高，在汽车的几大性能 中，NVH，即噪声（Noise）、振动（Vibration）和舒适性（Harshness）三个英文单词第一 个字母的缩写，日渐受到消费者的重视，汽车的NVH性能已经成为顾客购买汽车的主要考虑 的因素之一。 NVH性能控制已经纳入现代汽车开发过程中。因此，在汽车开发初期就预测车内振动 噪声水平， 提出有效减振降噪方案， 降低潜在的振动噪声风险， 可以大大的减少后期整改率， 降低开发成本。 CAE技术作为汽车开发前期的NVH性能的重要的、有效的控制手段，正在越来越广泛应 用于整车NVH性能开发中，本文利用HyperWorks前后处理软件和MSC.NASTRAN求解器进行 NTF分析，通过对噪声传递函数中不满足设计要求的峰值进行优化分析，使得NTF性能得到 优化和改进，并与试验部门一起进行方案验证，为轿车NVH性能持续提升提供支持。
其中，下标 s 表示结构；下标 f 表示流体。
K f Nf (1/ )Nf dV
vol
Mf (1/ B)Nf N f dV A N f Nsds
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Nf 和Ns 分别表示流体压力形函数矩阵和结构形函数矩阵。
真空中的结构模态
u ss
[ms ] T s M s s [bs ] T s Bs s
图 6 结构模态参与因子 最后从面板贡献分析，如图 7 所示，可以知道，最大的面板贡献量为 19.6%，但是最大 贡献量的面板位于前风挡和防火墙处，这两处的结构不能修改。对于排气吊耳这个接附点， 从面板改进是不可取的。
图 7 面板贡献分析（红色圆圈为主要贡献面板）
4.2 NTF 优化分析
从 NTF 原因分析可以知道，对于排气吊耳的 NTF 峰值问题，可以从提高改接附点的 动刚度和提高副车架的模态入手。由于副车架已经定型，修改副车架结构成本较高，采用动 力吸振器可以降低 3dB，但是效果不是特别好，并且增加成本，最后从加强排气吊耳接附点 动刚度入手，优化排气吊耳的位置，经过多次优化，找到了效果较好的方案，方案说明和效 果如下图 8 所示。通过 CAE 优化方案结果可以知道，在 163Hz 的噪声峰值下降了 12dB， CAE 方案的效果非常明显。为了验证方案的效果和推动方案的实施，组织试验部门进行了 试验验证，试验结果如图 9 所示，试验结果表明采用 CAE 方案后，振动和噪声有大幅度降 低，充分证明了 CAE 分析方案的有效性和可行性。
图 1 内饰车身和声腔模型
4 结果分析及优化
通过模态频率响应分析可以得到驾驶员右耳处的噪声频率响应曲线。把曲线与目标曲 线进行对比分析，对不满足设计目标的曲线进行统计和分析。通过对比分析，发现右前摆臂 安装点 Z 向、发动机前悬置 X 向、排气前吊耳、左右吊耳不满足目标要求。对不满足要求 的接附点的噪声传递函数进行原因分析。 原因分析的方法主要有传递路径分析， 接附点动刚 度分析、模态参与因子分析，面板贡献量分析等。
4.1 原因分析
下面以某排气吊耳为例进行说明：排气吊耳的位置如图 2 所示：排气吊耳的噪声传递 函数如图 3 所示，排气前吊耳的 Z 向单位激励下的 NTF 曲线在 130-180Hz 频带范围内远远 超过目标值，最高峰值在 163Hz 处，风险较大，需要进行优化。首先从该接附点动刚度考 虑，排气吊耳的动刚度曲线如图 4 所示，该点的接附点动刚度在 150Hz-180Hz 范围内动刚 度也不满足目标值要求。 通过噪声传递函数与动刚度曲线对比发现， 动刚度低是造成排气吊 耳噪声不达标的原因之一。
２ NTF 方法及原理简介
车内结构噪声为激励与噪声传递函数（NTF）的乘积，在激励一定的情况下，通过减 少噪声传递函数可以有效的降低车内结构噪声。因此NTF分析在控制汽车噪声性能方面应用 广泛，NTF主要考察车身对底盘、动力系统与车身各附接点的敏感度，车身外各种激励引起 的结构振动和结构噪声的特性直接表明车身设计的优劣。 好的车身设计对各支撑点的激励敏 感度低，即激励力引起的振动和噪声的响应值低。 结构噪声由结构振动引起，驾驶员和乘员舱组成一个封闭的空腔系统，由于周围结构顶棚、前壁板、底板、前风挡、后风挡、前后四门的内板的振动，引起声腔的空气压缩和膨 胀，引起声腔气压的波动，从而产生噪声，分析涉及了结构和流体的耦合分析，结构和流体