NTF、ODS、PFP確定車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)面板方法

楊　磊，鄧　松，楊　雙( 1.武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗室，武漢430070；2.武漢理工大學(xué)汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢430070)

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NTF、ODS、PFP確定車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)面板方法

楊磊1, 2，鄧松1, 2，楊雙1, 2
( 1.武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗室，武漢430070；2.武漢理工大學(xué)汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢430070)

摘要：首先建立客車結(jié)構(gòu)噪聲傳遞函數(shù)模型分析車內(nèi)噪聲峰值頻率點(diǎn)。然后通過工作變形分析函數(shù)模型分析在這些噪聲峰值頻率點(diǎn)車身發(fā)生振動變形較大的位置。將這些振動變形較大的位置設(shè)置成噪聲貢獻(xiàn)面板，建立面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析模型來確定這些面板對車內(nèi)噪聲水平貢獻(xiàn)程度，確定板件對車內(nèi)聲壓影響主次關(guān)系。該方法為車內(nèi)噪聲評估和車身面板優(yōu)化提供有效理論指導(dǎo)。

關(guān)鍵詞：聲學(xué)；車內(nèi)噪聲；噪聲傳遞函數(shù)；工作變形分析；面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量

車輛開發(fā)前期階段，運(yùn)用虛擬技術(shù)分析手段來預(yù)測車內(nèi)噪聲水平，分析低頻、中頻和高頻內(nèi)噪產(chǎn)生機(jī)理并采取相應(yīng)預(yù)防措施優(yōu)化車內(nèi)噪聲，避免開發(fā)后期進(jìn)行重復(fù)設(shè)計和分析，從而達(dá)到提高車內(nèi)聲品質(zhì)和降低成本的目的。因此用于確定客車車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)主要面板的方法具有重要意義。許多學(xué)者通過有限元法建立轎車車身結(jié)構(gòu)和車室聲腔模型，對結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和變形部位、空腔聲學(xué)系統(tǒng)的聲學(xué)模態(tài)頻率和聲壓分布情況以及耦合系統(tǒng)中結(jié)構(gòu)和聲學(xué)空腔模態(tài)頻率和振型的變化進(jìn)行詳細(xì)分析[1，2]。通過面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量來研究車內(nèi)噪聲水平也受到重視。采用有限元法對聲固耦合和非耦合駕駛員右耳聲壓頻率響應(yīng)特性進(jìn)行分析，結(jié)合模態(tài)分析找出關(guān)注頻率并在這些頻率下進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，從而找出主要正負(fù)貢獻(xiàn)面板[3–5]。此外，許多學(xué)者考慮到面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量的研究主要針對面板對聲場中某些特定點(diǎn)的貢獻(xiàn)量，而實(shí)際中特定點(diǎn)噪聲大小或許能降到所要求的指標(biāo)，但聲場其他位置噪聲未必能夠達(dá)到理想降噪效果，面板聲功率貢獻(xiàn)量分析方法受到重視[6，7]。噪聲傳遞函數(shù)和工作變形分析也用于振動與噪聲分析[8，9]。然而，很少研究將噪聲傳遞函數(shù)、工作變形分析和面板貢獻(xiàn)量綜合運(yùn)用于車身的振動與噪聲分析中，缺少一種詳細(xì)運(yùn)用噪聲傳遞函數(shù)、工作變形分析和面板貢獻(xiàn)量評估車內(nèi)噪聲的方法。因此，基于噪聲傳遞函數(shù)、工作變形分析和面板貢獻(xiàn)量來分析與優(yōu)化車內(nèi)噪聲。

首先建立客車車身和車內(nèi)聲腔的噪聲傳遞函數(shù)模型來確定輸入激勵載荷與輸出噪聲之間對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，根據(jù)目標(biāo)值確定車內(nèi)聲壓響應(yīng)峰值頻率點(diǎn)。隨后，建立工作變形分析函數(shù)模型來預(yù)測在這些峰值頻率點(diǎn)車身工作運(yùn)轉(zhuǎn)情況下較大變形/振動發(fā)生位置。把這些變形較大位置的零部件設(shè)置成面板，通過面板聲學(xué)貢獻(xiàn)函數(shù)模型來確定這些變形較大位置對車內(nèi)噪聲水平的影響程度，確定板件對車內(nèi)聲壓影響的主次關(guān)系，為綜合運(yùn)用噪聲傳遞函數(shù)、工作變形分析和面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量評估研究車內(nèi)噪聲水平提高理論指導(dǎo)。

1　噪聲傳遞函數(shù)（NTF）模型建立與分析

1.1噪聲傳遞函數(shù)原理

噪聲傳遞函數(shù)指施加于某一結(jié)構(gòu)上的單位力在結(jié)構(gòu)內(nèi)產(chǎn)生的聲壓，它表示其結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔的聲學(xué)相關(guān)特性。當(dāng)車身上某激勵接附點(diǎn)處受到激勵作用時，激勵通過車身各處傳遞，從而使車身壁板振動并向車內(nèi)輻射噪聲，這種力與噪聲的關(guān)系稱為車身結(jié)構(gòu)聲學(xué)傳遞特性[6]，其表達(dá)式為[8]

式中{P}表示特定位置的聲壓；[H(P/f)]表示從激勵源到目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)的聲振傳遞函數(shù)；{f}表示施加在輸入位置的激勵力。從公式可以看出，車內(nèi)目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)大小不僅與激勵大小有關(guān)，而且與噪聲傳遞函數(shù)有關(guān)。當(dāng)激勵大小不易改變時，需要從結(jié)構(gòu)上尋求解決問題方法。車內(nèi)結(jié)構(gòu)聲是由外界激勵引起車身板件結(jié)構(gòu)振動，同時車身板件與車內(nèi)聲腔耦合向車內(nèi)輻射而產(chǎn)生。

1.2.客車車身噪聲傳遞函數(shù)模型建立與分析

客車車身是非常復(fù)雜的空間骨架結(jié)構(gòu)，由于主要進(jìn)行車身骨架結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化，常去掉非承載構(gòu)件，簡化曲桿件為直桿件等一些次要構(gòu)件。車身骨架采用四邊形殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元尺寸為10 mm，桿件之間采用RBE 2單元連接來模擬桿件之間的焊接?？蛙囓嚿砉羌芙Y(jié)構(gòu)采用Q235B材料，其彈性模量E=2.1×105MPa，泊松比ν=0.3，密度ρ=7.85× 10-6kg/mm3，抗拉強(qiáng)度σ=386 MPa。桿件的厚度根據(jù)實(shí)際賦予各個桿件。建立的客車車身模型如圖1(a)所示。相應(yīng)的車內(nèi)聲腔模型和座椅聲腔模型如圖1 (b)和圖1(c)所示。

圖1　車身結(jié)構(gòu)模型和車內(nèi)聲腔與座椅聲腔模型

在發(fā)動機(jī)四個懸置位置設(shè)置x、y、z方向的單位激勵，響應(yīng)點(diǎn)為駕駛員右耳、乘員座椅前排、中排和后排右耳位置，如圖1(c)所示。計算方法為NASTRAN SOL 111模態(tài)頻率響應(yīng)，采用自由邊界條件，結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率范圍為1 Hz～350 Hz，聲腔模態(tài)頻率范圍為1 Hz～350 Hz，頻率響應(yīng)計算范圍為20 Hz～200 Hz。

圖2為發(fā)動機(jī)左前懸置位置y向單位激勵作用下，車內(nèi)駕駛員右耳位置的聲壓曲線。將聲壓值與目標(biāo)值（55 dB）比較發(fā)現(xiàn)，大于目標(biāo)值的聲壓峰值出現(xiàn)在頻率點(diǎn)23 Hz、45 Hz和57 Hz位置。采用相同的方式，可以統(tǒng)計其他發(fā)動機(jī)懸置位置激勵引起的在駕駛員右耳、乘員座椅前排、中排和后排右耳位置的聲壓變化，從而可以統(tǒng)計大于目標(biāo)值的聲壓峰值出現(xiàn)的頻率點(diǎn)，如圖3所示。

圖2　駕駛員右耳位置聲壓曲線

圖3　基于目標(biāo)值統(tǒng)計的峰值頻率點(diǎn)次數(shù)

由圖可知，頻率點(diǎn)23 Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz出現(xiàn)次數(shù)較多，這些頻率點(diǎn)是客車車身噪聲分析的主要頻率點(diǎn)。隨后，通過工作變形分析確定車身振動與變形的主要位置。

2　車身工作變形（ODS）分析

2.1 ODS法基本原理

ODS法分析時關(guān)注于振動系統(tǒng)的兩點(diǎn)或多點(diǎn)的受迫振動。兩點(diǎn)或多點(diǎn)位置的變化決定了空間形狀的變化。結(jié)構(gòu)空間形狀的改變是由于一個點(diǎn)相對于其他點(diǎn)運(yùn)動后的結(jié)果。ODS頻響函數(shù)矩陣的公式為[10]

式中ω是聲波角頻率，Hk(jω)為頻率響應(yīng)函數(shù)第k階頻域矩陣，其計算方法為

式中，分子表明第k階模態(tài)響應(yīng)規(guī)律，[Rk]為第k階模態(tài)的殘余矩陣；分母為第k階模態(tài)的動態(tài)參數(shù)，[Rk]*為第k階模態(tài)極值點(diǎn)。每一個Pk、P*k表明頻響函數(shù)的每一個模態(tài)存在。

2.2車身較大變形位置確定

將噪聲傳遞函數(shù)模型中頻率響應(yīng)計算范圍設(shè)置成頻率點(diǎn)23 Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz，計算車身較大振動位置，如圖4所示。由圖可知，在峰值頻率點(diǎn)23 Hz，客車車身發(fā)生變形較大的位置是頂棚后部、后圍底部、底盤后部。在峰值頻率點(diǎn)25 Hz,發(fā)生較大變形位置是頂棚后部、底盤后部、右側(cè)圍中部、后圍底部。在峰值頻率點(diǎn)45 Hz，后圍底桿發(fā)生較大變形。在峰值頻率點(diǎn)57 Hz，較大變形位置發(fā)生在前圍中部橫桿。然而這些較大變形位置對車內(nèi)聲壓的貢獻(xiàn)程度不清楚，結(jié)構(gòu)優(yōu)化入手位置不明確。因此，通過面板貢獻(xiàn)量分析來確定這些變形位置對車內(nèi)聲壓的貢獻(xiàn)主次至關(guān)重要。

圖4　峰值頻率點(diǎn)最大振動發(fā)生位置

3　面板貢獻(xiàn)量（PFP）分析

3.1聲學(xué)貢獻(xiàn)度概率

聲貢獻(xiàn)量分析指通過聲傳遞矢量計算振動單元對聲場中某點(diǎn)總聲壓的貢獻(xiàn)量，從而找出結(jié)構(gòu)聲貢獻(xiàn)量主要作用的板件，為降低振動噪聲提供依據(jù)。當(dāng)板件都振動時，某點(diǎn)處總聲壓為[3]

式中P是總聲壓響應(yīng)，Ai(ω)是聲傳遞矢量，N是單位總數(shù)，ve,i(ω)是單元i的法線速度。為了量化各板件單元對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)程度，引入了聲學(xué)貢獻(xiàn)量的概念。單元Pe對某場點(diǎn)聲學(xué)貢獻(xiàn)量De是該單元振動生成的聲壓Pe在該點(diǎn)總聲壓P矢量上投影，其表達(dá)式為

式中P*是P的共軛復(fù)數(shù)，Re是該復(fù)數(shù)的實(shí)部。將組成面板的單元疊加，得到該面板振動引起的聲壓

式中m為組成面板的單元數(shù)，Ae是單元面積，ve是單元速度。由式（6）可以得到面板貢獻(xiàn)量

3.2主要聲壓貢獻(xiàn)面板確定

為了研究頻率點(diǎn)23Hz、25 Hz、45 Hz和57 Hz時車身振動位置對聲壓的影響程度，這些振動發(fā)生位置設(shè)置成面板來研究面板貢獻(xiàn)程度。頂棚后部命名為DINGPENG，后圍底部命名為HOUWEI_D，底盤后部REAR_DP，右側(cè)圍中部命名為YOUCEWEI，后圍底桿命名為HWG，前圍中部橫桿命名為QWG。

圖5為發(fā)動機(jī)左前懸置位置在y向單位激勵作用下，在峰值頻率點(diǎn)23 Hz，面板對車內(nèi)駕駛員右耳位置聲壓的貢獻(xiàn)度。將面板對響應(yīng)點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)度大于15 %以上作為重要分析面板。由圖可知面板DINGPENG是重要頻率點(diǎn)23 Hz駕駛員右耳位置聲壓的重要貢獻(xiàn)面板。通過相同的方式可以得到不同工況下面板在不同頻率點(diǎn)對響應(yīng)點(diǎn)重要聲壓貢獻(xiàn)的面板，從而得知面板對聲壓貢獻(xiàn)的主次程度。對所有工況下重要面板的統(tǒng)計結(jié)果如圖6所示。

圖5　面板對車內(nèi)駕駛員右耳位置聲壓的貢獻(xiàn)度

圖6　面板對響應(yīng)點(diǎn)聲壓重要貢獻(xiàn)次數(shù)

由圖6可知，面板DINGPENG是最重要的聲壓貢獻(xiàn)面板，其次是聲壓貢獻(xiàn)面板YOUCEWEI，較次的聲壓貢獻(xiàn)面板是面板QWG。因此，在發(fā)動機(jī)懸置位置處的激勵作用下，有效降低車內(nèi)噪聲水平需從優(yōu)化面板DINGPENG、面板YOUCEWEI、面板QWG結(jié)構(gòu)入手，可以快速高效降低響應(yīng)點(diǎn)噪聲水平。

4　結(jié)語

提出一種分析車內(nèi)噪聲水平的方法，首先建立車身噪聲傳遞函數(shù)來確定車內(nèi)噪聲峰值頻率，隨后通過工作變形分析來預(yù)測在這些峰值頻率點(diǎn)車身發(fā)生較大變形/振動位置。將這些較大變形位置設(shè)置成聲壓貢獻(xiàn)面板，通過面板聲學(xué)貢獻(xiàn)函數(shù)模型來確定這些變形較大位置對車內(nèi)噪聲水平的影響程度，確定對車內(nèi)噪聲水平有主要貢獻(xiàn)的面板，為準(zhǔn)確、快速優(yōu)化面板來降低車內(nèi)噪聲提供科學(xué)依據(jù)，為綜合運(yùn)用噪聲傳遞函數(shù)、工作變形分析和面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量評估研究車內(nèi)噪聲水平提供理論指導(dǎo)。

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Determination of Contribution Panels of Vehicle’s Interior Noise Using NTF, ODS and PFP

YANG Lei1, 2，DENG Song1, 2，YANG Shuang1, 2
( 1. Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for AutomotiveComponents, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China; 2. Hubei CollaborativeInnovation Center for AutomotiveComponentsTechnology, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China)

Abstract:The noise transfer function (NTF) model of a bus body was established to evaluate the peak frequencies of the interior noise. Then, the large deformation of the bus body model was analyzed at the peak frequencies of the interior noisebased on thetheory of theoperational deflection shape(ODS). Thepositionsof thelargedeformation weredefined as thenoisecontribution panels. Theacoustic contributionsof thesepanelsto theinterior noiselevel wereestimated according to the analysis of the participation factor panel (PFP). The results provide valuable guidelines for the determination of contributionpanelsof vehicle’sinterior noise.

Key words:acoustics; vehicle’s interior noise; noise transfer function (NTF); operational deflection shape (ODS); participationfactor panel (PFP)

通訊作者：鄧松，男，講師。E-mail:guoheng0722@126.com

作者簡介：楊磊（1976-），男，山東省膠州市人，博士生，主要研究方向為現(xiàn)代汽車設(shè)計與制造。

基金項目：教育部創(chuàng)新團(tuán)隊發(fā)展計劃“先進(jìn)汽車零部件技術(shù)”資助項目（項目編號IRT13087）；湖北省高端人才引領(lǐng)計劃資助項目(項目編號2012-86)

收稿日期：2015-09-09

文章編號：1006-1355(2016)02-0108-04

中圖分類號：U491.9+1

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.024