SUV车身NVH特性频率响应分析

胡雪芳，刘 浩，吕 婧，刘 超

(青岛黄海学院 交通与船舶工程学院，山东 青岛 266427)



SUV车身NVH特性频率响应分析

胡雪芳，刘 浩，吕 婧，刘 超

(青岛黄海学院 交通与船舶工程学院，山东 青岛 266427)

车身NVH特性是影响乘坐舒适性的关键. 基于振动声学理论，利用频率响应法，分析车身的振动灵敏度和声学灵敏度，对比车内空间增加20 mm前后声学模态和噪声传递函数. 通过分析研究，获取了振动和噪声响应峰值较高的连接点，得到优化前后的模态频率、 振型基本一致，优化后部分连接点声压值更优. 分析结果表明：后悬架弹簧左支座振动灵敏度，排气悬挂-2声学灵敏度较高； 车内增加20 mm的方案可行. 为SUV车身NVH特性研究及车身结构设计优化提供了重要依据.

SUV； 频率响应； 振动灵敏度； 声学灵敏度

0 引 言

随着汽车技术不断发展，人们对汽车舒适性的要求越来越高. 在影响汽车舒适性的因素中，振动和噪声是非常重要的两方面，噪声源于振动，二者紧密联系，即所谓的NVH. 研究汽车的NVH特性，首先需要了解振动和噪声的产生及传递，车内结构噪声是振动源与传递路径综合的结果，即激励与传递函数的乘积[1]. 激励一定时，调整传递函数可以降低车内结构噪声，优化NVH特性.

许多学者在汽车噪声与振动方面做了大量的研究工作，庞剑等人阐述了汽车噪声与振动的基本原理和分析方法，涉及发动机、 动力传动、 车体、 整车等多个系统方面的噪声与振动问题，概括了汽车噪声与振动的特点，提出了实际应用中的分析方法[2]； 林逸等人阐明了声振粗糙度(Harshness)的含义和汽车 NVH 现象，概括了研究汽车 NVH 特性的 CAE 仿真手段和评价方法，介绍了 NVH 特性研究在改善汽车乘坐舒适性的工作中所起的重要作用[3]. 随着计算机技术的发展以及计算方法的完善，更多学者将有限元法和边界元法相结合，对汽车车身结构低频噪声进行研究. 许多研究成果在轿车NVH特性研究中已得到应用，随着SUV的发展，对于SUV车身NVH特性的研究也会不断增多. 本文通过CAE分析，基于频率响应法，对某SUV车身NVH特性进行研究，通过研究其振动灵敏度和声学灵敏度，对车内噪声来源、 传递路径及目标优化控制等有全面的了解，同时为SUV的车身设计提供重要依据.

1 振动声学理论基础

1.1 车身振动灵敏度

车身振动灵敏度是在激励点加载时，响应点的振动与激励点输入载荷的比值(也称为振动传递函数，VTF)，它表征的是车身结构对输入能量通过结构振动传递到转向盘的缩放效果，反应了系统对信号的传递特性，只取决于系统本身特性，与输入无关[4].

车身作为一个多自由度系统，定义其初始条件为零，运动微分方程为

(1)

对式(1)进行拉氏变换，并表示为有理真分式，得到

[H(m)]=

(2)

式中：[H(m)]为车身结构的位移(速度、 加速度)传递函数矩阵； N为模态阶数，ak, bk(k=0,1,2,…,2N) 为待定系数.

可以通过时域法和频域法确定系数，随后可以得到车身的振动传递函数.

1.2 车内结构噪声

车内结构噪声是各振动部件的振动通过振动传递函数传递给车身，车身振动的辐射噪声. 车内结构噪声分析涉及了结构和流体的耦合，其耦合方程如下

(3)

式中：Ms为车身结构质量矩阵； ρ为空气密度； S为结构声学耦合矩阵； Mf为车辆内部声腔声学质量矩阵； u为各节点位移向量； p为边界节点上的声压向量； Ks为车身结构刚度矩阵； Kf为车辆内部声腔声学刚度矩阵； Fs为施加在结构上的广义外力向量. 经变换，简谐激励下声固耦合的振动和声压响应值如下

u=[(Ks-msω2)-S(Kf-Mfω2)-1ω2(ρST)]-1Fs,

(4)

p=(Kf-Mfω2)-1ω2(ρST)·u,

(5)

式中：ω为圆频率.

当在不同的激励点施加一定频率步长和范围的单位简谐激振力时，通过式(4)和式(5)就能得到车内噪声的响应值，即车身噪声传递函数[5].

1.3 SUV车身有限元模型

本文的研究对象是某SUV，首先建立其有限元模型，并验证其可靠性. 使用CATIA建立车身三维模型，然后导入Hypermesh中进行几何清理和网格划分，建立各零件的属性信息，主要采用了CQUAD4/CTRIA3/CTETRA/CHEXA单元，有限元模型有1 238 169个节点，1 187 694个单元，模型的重量为1 186kg(实际车身重1 224kg)，使用MSC.Nastran进行求解，HyperView进行后处理. 车身有限元模型如图 1 所示.

图1 车身有限元模型

建立车身有限元模型后，利用模态仿真结果与实验模态结果进行比较[6]，验证有限元模型的可靠性，经过分析，二者低阶模态频率和振型基本一致，说明该有限元模型具有较高准确性.

2 车身振动灵敏度分析

振动传递函数描述的是单位载荷对转向盘振动速度的影响，传递函数越高，意味着引起的振动越大. 通过振动传递函数分析能够了解车身的振动特性及存在的问题，进而进行结构优化，使车身结构达到较好的NVH特性[7]. 动力总成和路面是汽车的主要噪声和振动源，其振动通过底盘与车身的连接点传入车身，并在车内产生振动和辐射噪声. 为减小车内噪声振动，常希望连接点有较低的振动灵敏度，即激励力引起的振动的响应值(转向盘振动速度)低. 车身在进行设计时，一般要求响应值小于0.4mm/s·N，且曲线走势平缓，没有明显的峰值.

用于振动灵敏度分析的车身模型无约束，为自由状态. 将每个连接点的X/Y/Z方向激励载荷分别定义为一个载荷工况，载荷为1N，频率范围为10～100Hz. 激励点布置如图 2 所示，激励响应点为转向盘9 O′clock和12 O′clock位置点(见图 3).

图2 激励点布置示意图

图3 响应点位置示意图

在每个激励点分别施加X，Y，Z三个方向的单位激振力，计算不同频率下响应点的振动速度，获取响应点的响应特性. 分析过程中取临界阻尼为3%. 取响应值大于0.3mm/s·N的激励点及其响应特性，见表 1.

经过计算后，各连接点的Y向激励，响应点几乎无响应，振动传递函数很小，可以不作为参考. 选取的20个激励点中，对于转向盘9 O′clock响应点，响应峰值都在0.40mm/s·N以下，说明该连接点的振动传递函数较小，满足车身设计的一般要求； 对于转向盘12 O′clock响应点，响应峰值最大值出现在后悬架弹簧左支座的Z向，如图 4 所示，其最大响应值为0.45mm/s·N，大于参考值0.4mm/s·N，是结构优化的重要部位. 减速器支座Z向激励，振动传递函数曲线波动明显，同样是结构优化需考虑的部位，如图 5 所示.

表1 振动传递函数大于0.3 mm/s·N激励点响应特性

图4 后悬架弹簧左支座Z向振动传递函数

图5 减速器支座Z向振动传递函数

3 声学灵敏度分析

声学灵敏度指的是在激励点加载时，响应点的声压响应与激励点输入载荷的比值，相当于从激励点到响应点的声压频率响应函数(也称为噪声传递函数，NTF)，它表征的是车身结构对输入能量通过空气流体传递到乘客耳朵的缩放效果[8]. 通过声学灵敏度分析能够了解车身的声学特性及存在的问题，进而进行结构优化，使车身结构达到较好的声学性能.

3.1 声腔模态分析

汽车乘员舱内部声场是在外界激励作用下车身壁板振动产生的辐射声，及辐射声在壁板间多次反射而产生的混合场. 强迫振动下乘员舱内部各点的响应取决于内部声腔模态被激励的方式，因此在进行声学灵敏度分析前进行声学模态分析十分必要[9]. 对乘员舱进行声学模态分析，获取声学模态频率和振型，能够了解车内声学特性并评价其优劣，可根据声腔振型合理布置座椅位置以优化车内声学特性，指导乘员舱的初始声学设计，获得良好的声学舒适性.

提取驾驶室内部与空气接触的表面，构成一个密闭的空腔，使用Hypermesh对模型进行前处理，在不影响精度的前提下对其进行必要简化. 由于座椅的存在使整个乘员舱内的空腔不再是一个连续、 完整的声学场，会对声腔模态产生影响[10]，故声学模型包括座椅，如图 6 所示. 该声学模型包括53 939个节点，49 716个单元，单元类型主要是CHEXA/CPENTA，使用Nastran作为求解器，HyperView进行后处理.

图6 三维声学模型

分析声学模态时，对空气如下假设[11]：

1) 流体无黏性，可压缩，密度随压力变化而变化；

2) 流体进行有规则流动；

3) 流体均质，各点平均密度和声压相同；

4) 空气中传播的是小振幅声波.

声腔模型中空气密度为1.225 kg/m3，座椅材料密度为12.25 kg/m3，声速为340 m/s. 为提高车内空间舒适性及验证车内空间变化对声学模态的影响，将车内空间增加20 mm，对比优化前后的声学模态. 图 7～图 9 为优化后纵向一阶，横向一阶，垂向一阶模态. 表 2 是优化前后前10阶的模态频率及振型对比.

图7 纵向一阶

图8 横向一阶

图9 垂向一阶

表2 优化前后模态频率及振型

由振型图可以看出，由于乘员舱内空腔的横向对称性，空腔声场的各阶振型左右对称. 由表 2 可知，优化前后振型相同，模态频率基本一致，说明优化前后，具有相似模态. 以下对优化后声学模态进行说明：0 Hz时出现一致声压模态，这是由于没有约束声压自由度的结果. 51.7 Hz时出现首阶纵向声压模态，零声压节面大致处在乘员舱中间位置，向两端逐渐增大. 对于前排乘员，人耳处于节线位置附近，对于后排乘员，人耳处于声压幅值的腹部区域，对人耳影响很小. 104.5 Hz 时出现首阶横向声压模态，相对声压从左右两边向中间逐渐减小，即在中心对称平面出现零声压节面，驾驶员的右耳和副驾驶的左耳处于节线位置附近，后排乘员基本处于零声压区域. 137.4 Hz 时出现首阶垂向声压模态，相对声压从上下两边向中间逐渐减小. 前排乘员处于声压幅值的腹部区域，对人耳影响很小，后排乘员基本处于零声压区域. 在其它频率处，出现的声压模态为纵向、 垂向和横向三方向的组合. 随着频率的增加，乘员舱空腔声压分布变得越来越复杂，零声压节面也变得不规则.

要避免乘员舱空腔的低频共鸣，应主要避免第一阶的空腔共鸣频率. 资料表明，在有驾驶员和乘员的情况下，第一阶纵向频率可能会下降10 Hz左右[12]. 该SUV匹配的是四缸发动机，其二阶激励频率约为25～200 Hz. 在载人行驶时，可能会由发动机激励出第一阶纵向的空腔共鸣模态. 不过结合纵向一阶模态的振型图可知，即使存在第一阶纵向共鸣，也不会对车内噪声产生太大贡献. 当汽车在普通路面上以低于150 km/h的速度行驶时，路面对车辆的激励频率低于21 Hz，车轮不平衡引起的激励主要在11 Hz以下[13]. 乘员舱声腔的最低阶频率为51.7 Hz，因此路面及车轮不平衡的激励不会引起空腔共鸣.

3.2 噪声传递函数分析

噪声传递函数(NTF)描述的是单位载荷对驾驶员或乘员耳边声压的影响，传递函数越高，意味着引起的声压越高[14]. 使用以上有限元模型和声固耦合模型进行分析，模型不考虑内饰的吸声效应，只考虑车身振动引起的内噪声，激励点的选取与载荷工况参考第2节，频率范围为0～200 Hz，响应为驾驶员及乘员的耳边声压，分析过程中取结构的临界阻尼为3%，声腔的临界阻尼为8%.

NTF通常用dB表示，dB定义为

1 dB=20 lg(A/Ao),

(6)

式中：A为声学灵敏度；Ao为参考声学灵敏度(20e-6 Pa/N).

声学灵敏度的范围通常为30～70 dB，其中相对柔弱一些的连接点，如排气悬挂，灵敏度会较高[15]. 一般要求连接点的噪声传递函数小于55 dB/N，且曲线走势平缓，没有明显的峰值.

分析时激励为X/Y/Z三方向，但一般情况下垂向和纵向相对重要[16]. 对于主要承载方向(X/Z向)，部分连接点的传递函数在某些频段内出现超出目标线的峰值(如表 3 所示)，但基本上都处于合理的偏差范围内.

表3 超出目标线峰值的连接点

排气悬挂-2连接点的传递函数偏出目标线较明显，传递函数较大，分析其动刚度特性，得到动刚度低是导致其传递函数大的原因之一[17]，该连接点是需优化的重要位置. 如图 10～图 12 所示.

图10 排气悬挂-2对驾驶员左耳NTF

图11 排气悬挂-2对驾驶员右耳NTF

为了获得更宽阔的内部空间，根据3.1节对车内空间增加20 mm，再次分析其噪声传递函数，大部分连接点的声压值与优化前处于相同水平，部分连接点优化后的声压值在某些频段甚至低于优化前，如变速箱支座X/Z向，减速器支座Z向. 图 13 为优化前后变速箱支座X向噪声传递函数对比，可以看出，在80～140 Hz范围内，优化后声压值降低明显.

图13 优化前后变速箱支座X向NTF对比

4 结 论

本文以振动声学理论为基础，建立SUV的有限元模型，利用频率响应法分析车身的振动灵敏度和声学灵敏度，得出了不同激励点与响应点的振动传递函数和噪声传递函数，找出了振动明显，声压值较大的连接点. 并比较了车内空间加宽20 mm前后的声腔模态及噪声传递函数，验证了加宽20 mm方案的可行性，为车身结构的设计优化提供依据. 在研究中，如果能够进行实车试验，试验结果与仿真结果进行对比，对SUV车身设计优化具有更好的指导意义.

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Analysis on NVH Characteristic Frequency Response of SUV Body

HU Xue-fang, LIU Hao, LÜ Jing, LIU Chao

(School of Traffic and Marine Engineering, Qingdao Huanghai University, Qingdao 266427, China)

NVH characteristics of the body is the key to influence ride comfort. Based on the vibration acoustic theory, by using of the frequency response method, the vibration sensitivity and the acoustic sensitivity of the vehicle body were studied. The acoustic mode and noise transfer function were compared before and after increasing the interior space of 20 mm. Through the analysis, the results identify the joinpoints with higher response peak value. The modal frequency and vibration mode are basically the same and the acoustic pressure of some optimized joinpoints are better. The results show that the rear susp-spring-LH vibration sensitivity and the exhaust-2 acoustic sensitivity are higher. The scheme of increasing 20 mm interior space in the car is feasible. It offers an important basis for the research of NVH characteristics and optimization of body structure design of SUV body.

SUV; frequency response; vibration sensitivity; acoustic sensitivity

1673-3193(2016)05-0487-07

2016-04-02 基金项目：校企合作项目

胡雪芳(1976-)，女，副教授，硕士，主要从事车辆工程的研究.

U463.82

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.05.010