基于频响函数子结构综合法的NTF优化

张志达 谢然 张武

（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院）

整车NVH性能开发是一个“制定目标、分解目标、检验目标”的过程。要保证整车NVH性能，首先各子系统的NVH性能要得以保证。采用有限元方法分析时，汽车的有限元计算模型较大，结构局部优化后需要对整个结构重新分析，会带来很大的工作量，而且效率也很低。这时就用到了模态综合技术，模态综合的基本思想是“化整为零，结零为整”[1]。文献[2]所提出的机械导纳法在工程上是很有效的，该方法将对频率响应函数的求逆减少到界面坐标上的频率响应函数求逆，某种程度上减小了矩阵求逆的病态问题[3]。但是文献[2]的方法只适用于各子系统为独立结构，具有一定的局限性。文献[4]通过引入子结构间的相关项，建立了一种多子结构综合法，可以应用于非独立子结构之间的综合，这种方法称为GRC方法（Generalized Receptance Coupling method）。GRC在子结构综合方面有一定的通用性，并且可以提高计算分析效率，文章主要用到该方法，该方法在很大程度上减少了子系统修改后整车优化的分析时间，提高了工作效率。

1 GRC方法[4]

GRC方法在多子结构综合方面更具有通用性，图1示出子结构之间已有部分自由度互相连接。

文献[4]提出的子结构系统关系，如式（1）所示。

装配结构系统关系，如式（2）所示。

式中：a'——子结构系统A内部自由度；

b'，c'——子结构系统B和C连接界面自由度；

n'，j'——综合后整体结构的内部和界面自由度；

x——自由度对应位移，m；

f——作用力，N；

H——频响函数。

子结构系统B和C连接界面的自由度（xb'）和（xc'）刚性连接后，得到装配结构整体频响矩阵，如式（3）所示。

文献[4]提出的子结构综合法是建立在刚性连接假设的基础上，实际当中还有很多是弹性连接或弹性和刚性混合连接。多数弹性连接件可以用刚度和阻尼等信息进行参数化，使其与子结构完全独立，这些方法在LMSVirtual.Lab软件里都已经有应用，文章不再详述。

2 方法验证

为了验证FBS方法的可靠性，现将该方法分析的结果与传统频响分析方法的结果进行对比分析。以某款整备车身有限元模型为例，分析2种方法计算得到的噪声传递函数曲线及原点频响曲线。噪声传递函数主要是指输入点（车身与底盘和动力总成的关键连接点）激励力与车内目标位置（驾驶员右耳和后排右后乘员左耳）输出噪声声压级之间的对应函数关系，用于评价汽车结构对振动和噪声的灵敏特性。

以后悬置安装点到车内驾驶员右耳的噪声传递函数分析为例，对比2种不同方法计算的结果。传统的分析方法，在整备车身和车身声腔的声振耦合模型中，在前副车架后悬置安装点施加单位力激励，进而得到该点在激励方向上车内驾驶员右耳的声压响应，整备车身模型，如图2所示。

FBS方法是将整备车身分为车身子系统和前副车架子系统，因此，首先计算车身上与副车架连接点到车内驾驶员右耳的声压响应及各安装点的原点频响，车身模型，如图3所示；然后计算副车架单体上与车身连接处各点的原点频响函数及后悬置安装点到这些点的传递函数，副车架模型，如图4所示；经过频响函数子结构综合，最后得到后悬置安装点到车内驾驶员右耳的噪声传递函数曲线。

用传统传递函数计算方法和FBS方法进行对比分析，图5示出整备车身后悬置安装点Z向原点动刚度对比。从图5可以看出，实线与虚线基本重合，局部地方有少许差别；该点到车内驾驶员右耳的噪声传递函数，如图6所示，图6中120～140 Hz略有差别，其余频段2条曲线基本重合。从对比分析图5和图6可知，传统的传递函数分析方法与FBS方法得到的原点频响函数和噪声传递函数非常接近，这就证明了FBS方法的有效性。

3 实例分析

3.1 问题及原因分析

根据主观评价，某款开发车型后排加速噪声过大，且在2 600，3 200 r/min附近存在一定轰鸣声。对其进行3挡全油门加速测试，麦克风布点位置为后排右侧乘客左耳，测试结果，如图7所示。

从图7可以看出，3挡全油门加速噪声较大，且声压级在2 600，3 200，4 000 r/min附近存在峰值。从激励源和传递路径考虑，引起加速噪声过大的原因主要是发动机和传递路径。通过发动机表面声压级和动力总成悬置主动端振动测试排除发动机的原因。通过对整备车身各悬置安装点、摆臂安装点和悬架安装点的原点动刚度（IPI）以及各安装点到车内响应点的NTF仿真分析，发现后悬置安装点Z向动刚度不足引起的结构噪声过大，导致加速噪声超标。如图8和图9所示，后悬置安装点Z向IPI较差，后悬置Z向激励到后排右乘员左耳的NTF也较大，最大值达到69 dB（A）。

后悬置安装在前副车架上，而前副车架通过螺栓刚性连接在车身上，因此需要确认是车身结构问题还是副车架结构问题。对车身上副车架安装点IPI和这些点到车内后排右侧乘员左耳NTF进行分析，发现这些都满足设计要求。

对前副车架单独进行分析，分析结果，如图10所示。发现前副车架后悬置安装点Z向IPI过低，尤其是在200 Hz内IPI较差，存在2个较大的峰值，因此需要对前副车架结构进行优化。

3.2 基于FBS的NTF优化

从以上分析可知，主要是前副车架后悬置安装点动刚度较低，引起的加速噪声过大，需要对前副车架结构进行优化，提高后悬置安装点动刚度。在优化过程中，如果每次修改副车架结构都在整备车身模型上分析，会花费大量时间，降低工作效率。因此，用基于FBS法进行优化分析，可以节约计算时间，提高工作效率。

3.2.1 建立分析模型

将整备车身分为2个子系统，一个是车身及附件（如图11所示），该子系统只需计算1次；另外一个是前副车架（如图12所示），前副车架结构简单，计算分析也方便快捷，这样就大大提高了效率。

首先完成各子系统本体及连接界面的频响分析；然后通过2个子系统连接特性把2个子系统综合起来，该款车型前副车架与车身是刚性连接。1）车身子系统分析模型建立。将车身上与前副车架连接点各自由度作为激励输入，车内声压和连接处原点频响作为输出，分析结果得到车身子系统的频响函数。2）副车架子系统分析模型建立。将副车架后悬置安装点作为激励输入，与车身连点各自由度和响应输出，并计算连接点处原点频响，得到副车架子系统的频响函数。该频响综合分析是使用LMS Virtual.Lab软件里的Assembly Analysis模块完成的，将车身子系统和前副车架子系统通过刚性单元连接起来，最终得到综合后的频响函数。

3.2.2 优化方案及结果

经过对前副车架多个优化方案的分析，最后得到有效提高前副车架后悬置安装点动刚度的方案，改进方案，如图13所示，即在前副车架后横梁下增加加强梁。优化后动刚度结果，如图14所示。从图14可以看出，改进后结构较原结构动刚度提高，尤其是200 Hz以内，明显优于原结构。

将车身子系统和优化后前副车架子系统通过刚性单元连接起来，最终得到综合后的频响函数，即整备车身后悬置安装点Z向IPI和该点到后排右侧乘员左耳的NTF。对比分析结果，如图15和图16所示，后悬置安装点Z向IPI较之前明显提高，后悬置安装点Z向激励到车内后排内耳的频响函数NTF也降低了，分析结果表明声压级平均降低了8 dB（A）。

3.3 试验验证

为了验证改进后的效果，在实车上进行试验验证。图17示出前副车架后横梁加焊加强梁的图片。对其进行3挡全油门加速测试，对比改进前后结构，后排加速噪声声压级，如图18所示。从图18可以看出，整体声压级水平较之前降低，尤其是2 600，3 200，4 000 r/min峰值附件声压级降低了2～3 dB（A），2 000～5 000 r/min加速声压级曲线较之前变得平缓，加速噪声过大问题得到有效改善。

4 结论

文章介绍了基于频响函数子结构综合分析方法，并通过实例验证了该方法在整车IPI和NTF优化方面的有效性。基于频响函数子结构综合法，可以实现多子结构，多连接特性的频率响应综合。该方法在很大程度上减少了子系统修改后整车优化的分析时间，提高了工作效率。