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NASTRAN在消除低频噪声峰值中的应用 |
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作者：广州汽车集团 张利明 许妮 周建文 |
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摘 要：某款样车在加速噪声测试过程中，发动机转速在4800rpm 附近时出现了明显峰值。本文针对该噪声峰值进行了研究：采用NASTRAN 求解器分别进行了悬置点的动刚度分析，车身噪声传递函数分析以及对单频率点的直接频响分析，找出了噪声峰值出现的原因。通过对车身结构的优化，降低了该频率点处的车身噪声敏感度，进而达到了控制车内噪声水平的目的。
关键词：动刚度，噪声传递函数，直接频响分析，优化
1 前言
随着人们对车品质要求的日益提高，车内噪声问题越来越受到关注。汽车噪声、振动及因其而引发的车辆乘坐舒适性已经成为是衡量汽车好坏的重要指标，也是用户敏感度最高的一项性能指标。因此，控制车内噪声水平已成为各汽车制造公司提高产品竞争力的一项关键手段。
在整车开发中，要求车身各支撑点对激励有较低的灵敏度，即激励引起的振动和噪声响应值低，这就需要车身连接点的导纳足够低，必须满足一定的动刚度要求；车身结构噪声传递函数（以下简称为NTF）是重要的车身结构特性，对NTF 的优化可以从车身结构上找出解决振动噪声问题的方法，有效地改善车身的声学特性，达到降低车内噪声的目的；频率响应分析是用来计算结构在稳态振动激励下响应的方法，直接频响分析是根据外载荷频率求解耦合的运动方程，计算离散激励频率结构响应，采用频响分析可快速找到引起车身结构共振的原因。
本文首先介绍了动刚度分析，NTF 分析及直接频响分析的原理，并通过项目实例介绍了基于动刚度分析，NTF 分析及直接频响分析的车身NTF 优化流程和方法。
2 动刚度、NTF 及直接频响分析的介绍
2.1 动刚度介绍
动刚度是指结构在特定动态激扰下抵抗变形的能力，用结构的固有频率来衡量；在汽车开发设计过程中，动刚度是衡量结构抵抗预定动态激扰能力的指标。当发动机悬置点及悬架与车身连接点满足典型的动刚度范围时方可进行下一步的整车NVH 分析。
目标加速度导纳曲线的函数表达式：
其中，I 为安装点的加速度响应，在单位力作用下也为加速度导纳响应；k 为接附点动刚度。
2.2 NTF 介绍
NTF 是指输入激励载荷与输出噪声之间的对应函数关系，用于评价结构对振动发声的灵敏度特性。NTF 分析通常是在动力总成、悬架系统、排气系统等与车身接附点施加单位动载荷，输出为驾驶员右耳侧位置声压，并将其转换为声压级（参考声压为2e-5Pa）。NTF 可表示为：
{p}=[H(p/ f )]{ f }
式中：{p}表示目标位置的声压，H(p/ f )表示从激励源到目标位置声压响应的声振传递函数，{ f }表示施加在输入位置的激励力，一般为单位动载荷。
由公式(2)可以看出，降低NTF 可有效控制车内的噪声水平，工程上对NTF 的一般要求为：主方向单位激励的响应低于55dB，次方向单位激励的响应低于60dB。
NTF 分析过程中，将车身结构视为一个弹性体，车身板件的振动会通过临近的空气压迫驾驶舱内的空气，使之产生不同的声压，而驾驶舱声压的变化又会激励车身壁板的振动，使驾驶舱成为结构－声腔流体相互作用的耦合系统，该耦合系统的控制方程如下：
式中：[Mss] 、[Css]和[Kss]分别为车身结构的质量矩阵，阻尼矩阵和刚度矩阵，{u}为结构位移向量，[Mff] 、[Cff] 和[Kff]分别为声腔的声学质量矩阵，声学阻尼矩阵和声学刚度矩阵，{p} 为空腔声压向量，{Fr} 为广义力向量，[S]是由声学广义力{Fr}向量得到的结构－声腔流体耦合矩阵，ρ0为空气密度，c0是声波在声腔流体中的传播速度。
2.3 直接频率响应法原理
在直接频率响应分析中，通过用复数代数揭发求解一系列耦合的矩阵方程，计算离散激励频率结构响应。对间歇激励下有阻尼强迫振动，运动方程为
其中，M 为总体刚度矩阵，B 为总体阻尼矩阵，K 为总体刚度矩阵，u(ω)为复位移向
量，P(ω)为复激励力向量。
如果考虑阻尼或外载有相位角，则此表达式代表复系数方程系统。利用复数算法，对于每一个输入激励频率的运动方程，可以像静力问题类似地求解。
3 分析实例
图1 为某款样车的加速噪声测试曲线，出现了3 个主要的峰值，分别处于1300rpm、3600rpm和4800rpm 转速附近，对照2 阶加速噪声测试曲线，发现在4800rpm 转速附近的峰值基本是由2 阶成分组成，因此首先应当关注从悬置点的激励到车身结构的传递路径。
图1 加速噪声测试曲线声腔模型示意图
图2 为该款样车在三档加速过程中发动机悬置点主被动端振动测试结果，可以清楚得看出每个悬置点被动侧在4500rpm 至4800rpm 阶段（2 阶）均存在明显振动峰值，说明发动机悬置被动侧在150～160Hz 之间存在共振。
图2 三档加速发动机悬置点主被动端振动测试结果（2 阶）
针对该情况，本文采用悬置点动刚度分析与噪声传递函数（NTF）分析相结合的方式来确定车身结构设计的薄弱点。用于悬置点动刚度分析的模型由白车身、前副车架和风挡玻璃组成。在发动机悬置点上分别施加单点单向单位载荷，并在同一点输出加速度导纳，计算结果如图3 所示。
图3 悬置点动刚度
通过对悬置点的动刚度分析，可以比较清晰地找到每个悬置点在考察频域范围内的局部响应峰值：左、右、后悬置在162Hz 附近均存在共振峰值，（由于内饰件质量和阻尼的影响，白车身模态一般会高于对应的内饰车身的模态）其中左悬置峰值最明显。本文选取左悬置点作为激励点，通过研究左悬置点到驾驶员内耳位置的NTF 特性，来评判车身结构的NVH 性能。NTF 分析采用的是内饰车身模型和声腔模型，内饰车身模型即在白车身模型的基础上通过集中质量和非结构质量来添加内饰件的车身模型；声腔模型则全部采用四面体建模，乘员舱与座椅表面采用共节点耦合。在左悬置点XYZ 三个方向分布施加单位动载荷激励，输出驾驶员内耳位置声压，并将其转换为声压级，计算结果如图4，可以看出左悬置在160Hz 附近存在较大的噪声灵敏度。
图4 左悬置到驾驶员内耳位置的NTF
为找出引起局部峰值的原因，采用白车身带前副车架的模型在左悬置点沿Z 方向对单频率点（162Hz）施加的单位动载荷,得到直接频响分析结果，发动机左悬置点区域在单位动载荷的激励下应变能云图如图5 所示，由计算结果可知前副车架左侧梁弯曲共振是该峰值存在的主要原因。
图5 左悬置点Z向162Hz直接频响
针对前副车架左侧梁采取了一系列改进措施，对优化后的结构模型再次采用Nastran 求解器进行动刚度分析和NTF 分析，其计算结果如图6 和图7 所示，左悬置点在162Hz 位置的动态刚度得到了显著提高，左悬置点到到驾驶员内耳位置的NTF 曲线峰值（160Hz 位置处）也由59dB 降低至55dB，已经满足工程上的要求，优化方案效果明显。
图6 优化前后发动机左悬置点动刚度对比
图7 优化前后左悬置点到驾驶员内耳位置的NTF 对比
4 结论
本文采用NASTRAN 求解器分别进行了悬置点的动刚度分析，车身噪声传递函数分析以及对单频率点的直接频响分析快速找到了引起共振的原因，并通过优化提高了左悬置点的局部动刚度，也使左悬置160Hz 附近的NTF 峰值得到明显降低，满足了工程上低于55dB 的要求，提升了整车的NVH 性能。
参考文献
[1] 周建文，庞剑等编. NTF 分析在车内结构噪声问题整改中的应用[J].汽车技术.2009(12)
[2] 庞剑，谌刚等编.《汽车噪声与振动》北京理工大学出版社.2006
[3] Nastran 2005 帮助手册(end)
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(2/19/2011) |
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