基于仿真ODS法的某SUV车NTF优化

夏洪兵，刘 伟，魏博雄，赵 鹏

(1.中国汽车技术研究中心有限公司， 天津 300300； 2.天津科技大学， 天津 300000)

随着汽车使用的普及，汽车NVH性能成为新车发布的重点之一，越来越受到汽车生产商与消费者的重视。据统计，整车1/3的故障问题来源于车辆NVH问题。在新车研发过程中，汽车生产商对NVH性能开发所投入的研发成本占总研发成本的20%。汽车设计阶段控制噪声的常用方法之一是对内饰车身进行NTF分析[1-2]。

2011年长安汽车工程研究院丰云秀等[3]针对TB车身进行NTF分析，并结合接附点的IPI分析、声腔包络板件对驾驶员右耳处噪声的贡献量分析(后文简称板件贡献量分析)、TB模态分析、声腔模态分析，对声振灵敏度较高的接附点动刚度与辐射振动较大的车身板件进行优化。2014年华晨汽车工程研究院张秋霞等[4]针对某轿车TB模型进行NTF分析，通过板件贡献量与TB模态分析定位问题板件，对问题板件进行刚度优化，减少板件向车内的辐射振动，从而降低声振灵敏度。2015年广州汽车工程研究院张志达等[5]采用子结构综合法进行试验模型与有限元模型的混合建模，成功解决了由于车架刚度不足引起的后排加速噪声过大的问题。

在新车研发过程中，常采用NTF分析对车内噪声进行风险识别，同时结合声腔模态、TB模态、IPI分析、板件贡献量分析进行NTF优化[6-12]。根据噪声传递情况对噪声问题进行分类，可分为振动激励源、振动传递路径、振动响应。以上的NTF优化方法都是针对源与响应的问题，并没有针对振动传播路径进行控制。新车研发后期试验调校时，通常采用振动噪声峰值频率识别、断开连接部件等方法确定传递路径，采用增加吸振垫片等方法减少振动向车内的传递。但由于前期通常无法进行传递路径中问题板件的识别，限制了车内噪声的进一步控制。

1 原理阐述

Ole Dossing[13]于1989年提出了工作振型的概念(operational deflection shape，ODS)的概念。通过ODS法测得的时域波形，可以在不进行任何分析的情况下直接观察结构的变形情况或者根据工作振型频率响应函数(operational deflection shape frequency response function，ODS FRF)、自互功率谱观察结构在各个不同频率时的振型，该振型为各阶模态影响乘以影响因子的叠加。

本文将常用的ODS分析法应用于仿真分析中，从分析结果中能清楚看到车身的振动传递路径与车内声腔的噪声传递路径，可有的放矢地进行振动传递路径的优化工作。主要工作为对某SUV进行TB车身有限元模型搭建并进行试验模态验证，对TB模型进行副车架后悬置安装点Z向激励的NTF分析并结合仿真ODS结果进行传递路径识别与优化。具体工作流程如图1所示。

图1 工作流程

1.1 NTF原理

NTF(noise transfer function)即声振传函，用于计算底盘、动力总成等接附点的声振灵敏度[7]。通过进行NTF分析，控制底盘、动力总成接附点声振灵敏度，进而实现车内降噪。进行NTF分析时，通常对底盘、动力总成接附点进行扫频激励，振动由车身进行传递，最终通过板件与车内声腔的流固耦合，将板件振动转换为车内声腔声压传递，得到参考点NTF曲线。

(1)

驾驶员右耳接收到的结构噪声为各个接附点受到激励后车内产生的结构噪声的叠加，可以表示为

(2)

因此，在新车设计阶段，控制底盘、动力总成与车身各个接附点的NTF曲线，对结构噪声进行定性分析即可控制风险，优化车内噪声。

1.2 ODS原理[8]

弹簧-阻尼-质量的振动系统在受到外力的作用时，其运动规律满足如下振动微分方程：

(3)

式中：[M]、[C]、[K]分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵；{f(t)}为作用在系统的外力向量；{x(t)}为系统的位移向量。

对式(3)进行拉氏变换将时域转换为复数域得：

{[M]s2+[C]s+[K]}x(s)=F(s)

(4)

系统力-位移传函为

(5)

或

(6)

将式(6)与s=jω代入式(4)，得系统作用下的响应x(ω)为

( 7)

式(7)为系统在外力f(t)作用下的振动频率响应。

由于工程中工作激励{F(ω)}较难获取，因此选取结构以参考点的振动代替实际工作激励，其他点与该参考点的比值即为ODS值，即：

{Tij(ω)}={xi}/xj

(8)

式中： {Tij(ω)}为ODS值；{xi}为系统测点的响应；xj为结构参考点的响应。

2 基于模态的模型验证

2.1 TB模型搭建与模态分析

TB(trimbody)车身就是将整车从软连接(弹簧、衬套)断开，去除动力总成、底盘系统后整车的剩余部分模型。TB模型包括白车身、门盖系统、座椅系统、转向系统、副车架系统、内外饰件以及电子电器等。在TB模型搭建中，内外饰件、电子电器主要起质量作用，采用零维Mass单元模拟，通过弹性单元Rbe3与车身安装孔进行连接。车身、门盖、副车架等主要采用钣金件焊接而成。钣金件采用10 mm×10 mm的Shell单元进行模拟。车身粘胶、焊点采用六面体单元与rbe3进行模拟，胶条、缓冲块等采用弹性单元Bush进行模拟，车身缝焊采用1d单元Cweld进行模拟。模态振动为小变形振动，振动处于材料线性段范围内，因此材料选取各项同性材料。

TB模型共有节点1 648 789个，单元1 901 743个，具体如图2(a)所示。

图2 有限元模型示意图

声腔模型采用四面体单元进行模拟，单元尺寸为40 mm，满足分析频率为50～200 Hz时单元最小尺寸要求，选择驾驶员右耳附近单元节点为车内噪声响应点。声腔模型由空气声腔模型与座椅声腔模型组成，如图2(b)所示。

采用Lanczos方法对TB模型进行0～60 Hz模态分析，针对TB主要模态进行识别，分析结果如表1所示。

表1 TB模型模态分析结果

振型频率/Hz 振型频率/Hz 1阶弯曲26.71阶前舱横摆模态28.81阶扭转31.01阶后端开口扭转20.5

2.2 TB车身试验模态分析

对TB车身进行自由边界条件的模态试验。TB车身采用空气弹簧支撑，TB车身刚体模态小于TB车身第1阶模态频率1/4，满足近似自由边界条件。将2个激振器分别置于车身右前纵梁和左后纵梁位置。激振器采用猝发随机信号对TB车身进行激励。

共布置189个测点，分别测取所有测点的相对坐标，建立简化线框模型。传感器布置如表2和图3所示。

表2 传感器布置位置及测试点数

位置测点数位置测点数左侧车身50地板27右侧车身50顶棚18其他44

图3 TB车身传感器分布点

TB车身试验结果与CAE分析结果对比如表3所示。

表3 试验结果与仿真结果对比

振型描述频率/Hz试验结果CAE结果误差/%1阶弯曲24.826.77.71阶扭转29.731.06.41阶后端开口扭转19.120.57.31阶前舱横摆26.728.87.9

由于CAE模型中内外饰、电子电器采用集中质量代替，CAE模型与试验样车模型不可避免地存在加工误差与设计误差，因此仿真结果与试验结果不完全一致。TB车身模态CAE分析结果与试验结果对比，误差控制在10%的范围内，说明TB模型搭建较准确。

3 基于仿真ODS的NTF曲线优化

3.1 NTF曲线问题点分析

对副车架后悬置安装点进行NTF分析，激励力为20～200 Hz单位力，为减小模态截断误差，车身与声腔模态计算频率范围为0～400 Hz，车身结构阻尼采用工程经验值0.04。副车架后悬置NTF分析结果如图4、表4所示。

图4 后悬置安装点Z向NTF曲线

激励点方向NTF结果目标后悬置接附点X向53.0 dB@135 Hz58 dBY向51.9 dB@144 Hz58 dBZ向67.0 dB@136 Hz58 dB

根据NTF分析结果，后悬置接附点X向、Y向NTF曲线满足目标要求，Z向NTF曲线结果较差。

该车为3排座椅SUV，工程上通常将后悬置NTF目标线定为58 dB，发动机采用3点布置，后悬置为拉杆式，这种结构受力主方向为X向，即车身前后方向，Z向虽非后悬置受力主方向，但受后悬置衬套刚度限制以及加工工艺限制，后悬置Z向激励NTF曲线也应予以重视。

3.2 基于仿真ODS法的NTF曲线峰值原因分析

对副车架进行安装模态与动刚度分析，来考察是否由于后悬置附近刚度不足造成激励力放大。后悬置安装模态与动刚度结果如图5所示。

图5 后悬置安装点分析结果

根据分析结果，副车架安装模态为164.4 Hz，优于其他车型副车架安装模态，后悬置接附点动刚度也较高，同时后悬置Z向动刚度曲线在136 Hz附近并无明显的峰值，可以排除由于前副车架刚度不足造成NTF问题。

对传递路径进行分析，采用仿真ODS法进行副车架后悬置安装点Z向激励点的车身振动与车内声腔声压的传递路径分析。仿真ODS分析结果如图6所示,为了方便显示，图6中将TB其他部分隐藏。

图6 136 Hz激励仿真ODS分析结果

图6(a)为136 Hz声腔声压响应，从分析结果可以看到，声波传播有2个方向:第1个方向为声波从前围处延声腔下半部传递，该方向对驾驶员右耳处噪声无影响；另一个方向为声压从挡风玻璃、顶棚前部延声腔上半部传递，该方向对驾驶员右耳噪音影响较大。

对后悬置Z向激励NTF曲线136 Hz峰值问题进行分析。根据图6(b)板件仿真ODS分析结果可见:挡风玻璃下沿与前围受136 Hz激励后振动较大。图7(a)内饰车身136 Hz模态分析结果显示：A柱与前围连接处、挡风玻璃下沿存在局部模态，同时IP横梁的X向弯曲模态通过A柱连接处、仪表台与前围连接处进一步带动挡风玻璃下沿振动。图7(c)为后悬置Z向激励136 Hz的NTF曲线峰值板件贡献量分析结果，可见顶棚贡献量[7]最大。图7(b)显示声腔在136 Hz激励下对顶棚前侧与挡风玻璃振动较敏感。图7(d)为13 6Hz 内饰车身顶棚模态，可见顶棚前侧存在局部模态，虽然顶棚后侧振动较剧烈，但对136 Hz噪声峰值影响较小。

综上所述，副车架后悬置安装点Z向激励、振动沿前围、挡风玻璃、顶棚进行传递。在振动传递过程中，136 Hz处挡风玻璃下沿存在局部模态，使得振动过大，该处未能有效对振动进行抑制。振动沿车身传递至顶棚、防风玻璃，由于136 Hz声腔前侧对振动较敏感，产生了NTF曲线的136 Hz峰值问题。

3.3 NTF曲线峰值优化

根据以上分析结论，针对传递路径问题点提出优化方案(图8)：

1) 提高挡风玻璃下沿刚度，减小振动沿该条路径的传递；

2)对IP横梁X向弯曲模态与挡风玻璃下沿模态进行避频。

图7 NTF曲线的136 Hz峰值原因分析

将优化方案更新至TB模型，进行NTF分析，结果如图9和表5所示。

图9 后悬置安装点Z向NTF曲线优化结果

激励点方向NTF结果优化前优化后变化后悬置接附点X53.0 dB@135 Hz51.5 dB@132 Hz1.5 dBY51.9 dB@144 Hz49.8 dB@155 Hz2.1 dBZ67.0 dB@136 Hz62.0 dB@141 Hz5.0 dB

根据分析结果，优化后后悬置接附点Z向NTF曲线峰值下降5 dB，证明分析结论正确，所提优化方案有效。

4 结束语

新车研发过程中，通过控制TB车身动力总成与底盘接附点的NTF曲线来进行车内低频噪声优化。噪声问题通常伴随着“源-传递路径-响应”问题，但由于振动的传递路径较复杂，在分析中常常根据模态、动刚度、板件贡献量来对源与响应进行优化，忽略了传递路径问题，这就造成了噪声控制中未能充分挖掘结构潜力。针对后悬置Z向NTF问题进行分析与优化，在原有的针对源与响应的NTF优化中加入了基于仿真ODS法的振动噪声传递路径分析与优化，并成功地将后悬置Z向NTF曲线最高峰值降低了5 dB。