整车NVH研发结构噪声设计研究_张守元

整车NVH研发结构噪声设计研究

张守元沈磊郁强

（上汽商用车技术中心）

摘要

本文提出一种研发初期中频室内结构噪声设计方法，根据数字“骡子样车”和参考样车模型有限元仿真结果，确定主要传递路径的结构噪声根源并设置相应子系统ＮＶＨ性能目标，通过子系统性能的提高实现整车目标。最后通过动力总成结构噪声设计实例验证了方法的有效性。

关键词：ＮＶＨ结构噪声有限元仿真

随着汽车市场竞争加剧，提高产品开发品质和缩短开发周期成为汽车研发的必然趋势，ＣＡＥ仿真在提高ＮＶＨ性能确保开发品质方面发挥至关重要的作用。现代整车研发周期不断缩短，传统的样车试验和设计循环研发模式已被淘汰，前沿的ＣＡＥ技术使数字样机仿真完全代表样车试验并在样车试制前对各种性能进行改进。与实车测试相比，ＣＡＥ仿真成本较低且对顾客需求、设计要求和各类约束反应迅速，能够平衡考虑汽车各种性能，从而实现最优设计。

ＮＶＨ仿真分析需要详细的整车有限元模型包括悬架、动力总成、车身等系统以描述各个系统间的相互作用，预测感兴趣频域内的响应。汽车结构噪声ＮＶＨ性能分析包括５０Ｈｚ以内的低频振动，３０－１００Ｈｚ频域内的低频噪声和５００Ｈｚ内的中高频噪声。５０Ｈｚ内的低频ＮＶＨ性能只包含一些基本的整车模态参数、白车身刚度等性能指标，因此求解效率较高，而对于５０Ｈｚ以上的中高频域，由于模态密集，噪声传递路径众多，成为ＮＶＨ目标制定与分析最困难领域［１］。本文阐述了新产品开发阶段使用有限元仿真进行整车ＮＶＨ设计的基本过程，重点叙述５０－１８０Ｈｚ频域内结构噪声传递路径分析时子系统目标的制定与实现方法，并通过设计实例证明了方法的有效性。

ＮＶＨ目标制定同新车型的市场定位密切相关，典型的目标设计团队包括设计师、ＮＶＨ专家和驾驶过同开发车型类似车辆的职业驾驶员，最终确定出使新车型在市场同类产品竞争中脱颖而出的ＮＶＨ特性。

同ＳＡＥ主观评价标准类似，设计中也采用十分制对ＮＶＨ性能进行分级［１］，而设计结束时产品性能目标的实现程度需要通过试验测试进行评价和量化。基于人体对振动噪声水平的反应，主观等级转化为客观测量值的方法参见表１。表中公式体现了主观等级与振动速度和Ａ计权声压级的关系。

虽然表中公式可以计算出主观等级具体数值，但实际中仅用于计算与参考样车比较时设计车主观等级需要的改进量。可以看出主观等级提高一级分别对应于振动速度降低４１％或声压级下降４８％，

前言

1总体N V H目标制定

表1主观等级与客观测量的转化

ＮＶＨ品质

主观等级公式主观等级提高

一级的改变量

振动水平ｍｍ／ｓｅｃＲ＝８．１９－４．３４

＊Ｌｏｇ（ν）

－４１％

声压级ｄＢＡＲ＝１３．６－０．１７５

＊ＳＰＬ－４８％

说明主观等级的提高人体可有明显的感觉同时，也说明分级的合理性。

１．１车辆对标试验

ＮＶＨ目标设定过程中需要同市场一些有竞争力的车型进行ＮＶＨ品质对标，同时也需要市场中同档次车型作为设计参考，典型的对标结果如表２。

对标过程首先是在各种载荷工况下进行ＮＶＨ特性试验，新产品ＮＶＨ目标可以设定为参考样车测量值与对标车比较需要的改进量［２］。试验测试必须有高的准确性和可重复性，从而通过逼近试验结果获得更符合实际性能的仿真。样车试验得到的客观结果与主观评价应当与表１中公式计算得到的结果对应，否则应当对公式加以系数修正，以便在新车目标实现的过程中对设计进展进行主观评估。

１．２样车模型建立

在现有的ＮＶＨ仿真技术水平下，模拟分析的最大用途是趋势预测而并非具体数值的获取。根据Ｋｏｍｐｅｌｌａ和Ｂｅｒｎｈａｒｄ对９９辆某款ＳＵＶ的试验研究［３］，室内结构噪声的试验误差在４０－１５０Ｈｚ内为１０ｄＢ，１５０－５００Ｈｚ内则高达２０ｄＢ。有限元模型同实际样车相比，不存在制造和装配误差，只是网格划分和模拟方法存在差异，这类差异可通过制定仿真指南进行控制，仿真模型的置信度由仿真结果是否在试验误差范围内确定。新车模型ＮＶＨ性能目标实现程度的判定需要详细的参考样车有限元模型并要求其能正确预测ＮＶＨ特性趋势。建立的参考样车模型必须与新车模型同样详细，技术更新时两模型同步更新，以确保良好的趋势预测能力。

ＮＶＨ目标设定的挑战在于设计开始阶段没有足够的ＣＡＤ数据建立准确的有限元模型，而目标设定模型必须与参考样车模型同样精确，因此骡子样车模型通常采用已有有限元模型拼凑而成。数字骡车中的部件不管其来源如何都必须能够模拟实际部件，且为了提取有效目标值，数字骡车应当包含初始设计意图。研发初始阶段，设计方案只包含一些整车基本信息，如前后悬架和转向系统布置、动力总成配置等，动力传动／悬架系统通常根据布置形式和整车操纵特性固定于车身，而连接点决定了噪声传递路径，根据这些数据便可进行骡车合成［４］。

通过仿真进行ＮＶＨ性能评估和目标设定是数字“骡子样车”合成的主要目的，同时也应当考虑碰撞性能、操纵性能等对基本构成的影响。由于开发流程的时间限制，仅能进行一轮的数字骡车合成来设定ＮＶＨ目标，因此，数字骡车模型应确保子系统噪声传递路径有好的ＮＶＨ特性。通过有内饰的车身模型分析，确保车身子系统一些关键的传递路径满足最低性能指标［５］。最后进行底盘和动力总成组建，装配完成后的骡车模型应当与参考样车模型同样详细。

１．３数字“骡子样车”模拟

骡车模拟必须考虑各类ＮＶＨ载荷工况，这些工况应覆盖车辆所受激励的所有频域。载荷工况按来源分为两类：来自悬架的载荷和来自驱动系统的载荷［６］。ＮＶＨ载荷工况见表３。

固有载荷存在于每个车辆，可以通过测试或计算确定，周期载荷一般是由制造误差和旋转不平衡引起。根据表３中的载荷工况分别进行骡车室内噪声仿真并将分析结果与设定目标比较，得出每个工况需要的改进目标。设计过程中车辆不同性能的实现常常出现矛盾，某一领域性能的提高会使另一领域性能下降，因此ＮＶＨ目标的实现应综合考虑各种性能达到最优设计。ＮＶＨ性能评估时侧重固有载

表２车辆对标分析

固有载荷周期载荷

悬架引起路面冲击车轮不平衡粗糙路面轮胎力变化

驱动系统引起发动机燃烧和往复

不平衡

驱动轴和

半轴不平衡挂档怠速力矩耦合器不平衡

恒速巡航

ＷＯＴ加速

齿轮啮合

误差

主观等级同现有产品差异

对标车参考车对标车

ＷＲＴ

参考车

减少量

ＷＲＴ

参考车

路面冲击＋１１／２＋１／２＋１４．５ｄＢＬ

路面噪声＋１＋１／４＋３／４３．２ｄＢＡ

怠速冲击＋２１／２＋１＋１１／２６．６ｄＢＬ

怠速轰鸣＋１＋１／２＋１／２２．７ｄＢＡ

Ｐ／ＴＷＯＴ噪声＋２＋１／２＋１１／２８．３ｄＢＡ

ｄＢＬ根据公式ｄＢＬ＝２０Ｌｏｇ（ｖ／ｖｒｅｆ）计算，其中Ｖｒｅｆ＝１ｍｍ／ｓ

表３整车ＮＶＨ仿真载荷工况

图１结构传播噪声设计流程

荷工况，因为主观评价主要在此类工况下进行，且在该类工况下获得的整车性能容易与竞争车型对比。

２．１子系统目标设定

当骡子样车的总体ＮＶＨ性能水平确定后，下一步是确定子系统目标。影响结构传播噪声的主要因素有：

１）激励源振动水平，如果激励源为动力总成，表现为动力总成悬置点的位移，如果激励源为路面载荷，则表现为悬架与车身连接点的位移。

２）隔振装置振动传递率，其大小主要受隔振装置附近局部动刚度和其本身阻尼的影响。

３）车身与隔振装置连接处的声压灵敏度，定义为在车身某方向单位力作用下车室内某点的声压频响函数Ｐ／Ｆ，这与激励点处的速度频响函数即点导纳Ｖ／Ｆ密切相关。

子系统目标设定过程如图１所示，首先在每个工况下将骡车仿真室内噪声结果与整车ＮＶＨ目标比较，确定需要改进的频域。第二步是进行噪声传递路径分析并对各条路径贡献排序确定最主要的传递路径，明确每条路径的噪声根源。第三步是设定子系统目标以减少主要路径的贡献，并尽量使每条路径的贡献平均分布。最后通过各子系统目标的实现达到总体性能目标。

２．２噪声传递路径分析

噪声传递路径的基本概念是驾驶员或乘客耳边

的总声压等于每条传递路径引起的声压之和：

Ｐ≈Ｐｓｕｍ＝∑Ｐｉ（１）

其中Ｐｉ等于来自悬架、

发动机或排气系统的载荷经过弹性元件衰减后传至车身的作用力Ｆｉ与车内一点声压频响函数（Ｐ／Ｆ）ｉ的乘积。

虽然每条路径产生的噪声相位不同有可能使部分噪声相互抵消，但式（１）中并没有考虑相位影响，因为利用可能的相位抵消提高最后产品性能在设计阶段难以保证，此处以保守态度的考虑了最差的情况以便改进每条结构噪声传递路径性能。

路径排序完成后，必须确定主要路径噪声传播的根本原因以有效减小相应路径的贡献。由上述可知声压频响函数Ｐ／Ｆ与车身连接点处的导纳Ｖ／Ｆ紧密相关，虽然车室内饰和室内空腔也影响Ｐ／Ｆ，但研究表明［１］连接点导纳对声压响应起主导作用，差的导纳特性很难通过Ｐ／Ｆ弥补，本文主要关注Ｖ／Ｆ以减少结构传播噪声。动态刚度比定义为车身连接点刚度与弹性元件刚度的比值Ｋｒａｔｉｏ＝Ｋｂｏｄｙ／Ｋｉ，这是影响弹性元件隔振性能与车身输入力水平的重要因子。输入位移的减少同样可有效降低输入力Ｆｉ，位移输入是否为噪声根源可通过灵敏度分析确定。为获得良好的路径传递特性，影响结构噪声的主要参数应控制在以下范围：

Ｐ／Ｆ＜５０￣６０ｄＢＬ／ＮＶ／Ｆ＜０．２￣０．３ｍｍ／ｓ／ＮＫｒａｔｉｏ≥５

子系统固有模态分析是传递路径噪声根源分析的基础［７］，根据分析结果可对各子系统间耦合的固有频率解耦或使共振频率避开激励频率，从而降低输入点位移。而受迫响应模态振型分析（也称运行模态振型分析）同样是振动噪声根源分析的有力工具，在关注频率下对子系统进行受迫响应分析，观察该频率下的结构变形，确定连接点的位移大小，从而判定输入力是否是传递路径的主要贡献源。明确了主要传递路径中的噪声根源后，便可根据整车性能目标设定相应的子系统目标，通过仿真分析进行性能改进直至实现总体目标。

数字骡车经过性能改进达到目标后，便可在各类工况下对第一轮样车进行ＮＶＨ性能评估。如果在某些工况下不能达到设定目标，则按照同样方法进行传递路径分析，设定子系统目标，提出可行性改进方案并最终确定出综合考虑各类性能的最优

方案。新车设计过程中数字骡车具有参考作用，可

2子系统目标设定与改进

3

新车设计与改进

图２驾驶员耳边动力总成结构噪声比较

图４改进后变速器悬置点垂向导纳曲线

图３改进前变速器悬置点垂向导纳曲线

为新车性能的改进提供方向。与整车模型相比，采用子系统进行设计可以确保找到噪声根源，通过设定

子系统目标能够更迅速有效地控制结构噪声。设计过程中由于多种性能约束条件制约，子系统目标有时很难实现，这可通过适当提高另一个子系统目标的方法加以补偿。

改进后的数字样车ＮＶＨ性能达到设定目标后，便可根据数字模型建造实际样车并通过试验检验仿真分析精度。至此整车级ＮＶＨ目标设定和实现过程基本完成，但一般新车设计工作会延续到样车测试之前［８］，数字样机模型会被持续改进以保证满足所有系统目标并进行优化设计以降低成本和整车质量。实际样车出产后经测试表现出的ＮＶＨ问题，也可结合数字样机加以解决。

某汽车集团一款自主研发商用车进行结构噪声

设计，骡车仿真分析表明发动机４２００ｒｐｍ时动力总成结构噪声比目标值上限高２ｄＢ，因此设定该工况下的目标是在骡车基础上获得２ｄＢ的噪声衰减。动力总成引起的驾驶员耳边声压Ｐ等于各条传递路径引起的噪声之和Ｐｓｕｍ，目标声压可表示为：

Ｐｔａｒｇｅｔ＝Ｐ－２ｄＢＡ≈Ｐｓｕｍ＝∑Ｐｉ（２）

Ｐｉ是为实现２ｄＢＡ的噪声衰减而对每条路径设定的子系统目标。路径贡献排序见表４。

对表中贡献最大的传递路径进行噪声根源分

析，结果表明Ｐ／Ｆ、Ｖ／Ｆ、Ｋｒａｔｉｏ三项因子都在合理范围内，对动力总成子系统在关注频率１４０Ｈｚ下进行受迫模态振型分析，结果显示动力总成变形中变速箱悬置点位移占主导地位，从而引起该悬置对车身较大的输入力。对第二条传递路径进行分析，结果表明输入力和动态刚度比都在合理范围，而与车身相连的发动机左侧悬置支架变形较大，因此需要控制该处结构导纳。设置子系统目标为变速器悬置点位移

减少２０％，左侧发动机悬置点导纳降低１．０ｄＢＬ，经过改进后骡车在该工况下基本实现总体目标。

随后对第一轮样车进行仿真，结果表明动力总成结构噪声在４２００ｒｐｍ时仍超出目标２ｄＢ，与改进后的骡车性能比较见图２。

动力总成受迫振型分析表明１４０Ｈｚ处变速器悬置点具有较大的位移，这可通过两种有效的设计方案解决：添加动力减振器或弯曲支架。对变速器悬置与车身连接点进行导纳分析，结果显示１３６Ｈｚ

4应用实例

表４动力总成结构噪声路径贡献排序

排序

路径

噪声贡献１变速箱悬置５３％２左侧发动机悬置２８％３前方右上控制杆

１２％ｎ……全部

所有路径

１００％

参考文献

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处出现峰值，这与动力总成４２００ｒｐｍ处的噪声峰值密切相关。在１３６Ｈｚ处进行受迫模态振型分析，发现支撑变速器悬置的横梁是导纳特性差的主要原因。第一轮样车在该点导纳曲线与骡车比较（见图３）。通过加强悬置横梁与车身连接处的结构强度和改进截面强度提高横梁动刚度，使导纳曲线中的峰值大大降低（见图４），从而实现子系统目标。

本文提出了整车开发过程中用有限元仿真进行室内中频结构噪声设计的有效方法，给出了主观等级与客观测量的转化公式，通过样车对标试验设定新车总体目标，对设计初期合成的数字“骡子样车”和参考样车模型进行仿真分析评估整车ＮＶＨ性能。在各种激励工况下对噪声传递路径进行排序，根据声压频响函数Ｐ／Ｆ、原点导纳Ｖ／Ｆ、动态刚度比Ｋｒａｔｉｏ和输入力水平Ｆｉ等参数确定主要路径的结构噪声根源，并设置子系统ＮＶＨ性能改进目标，通过子系统的改进最终实现整车目标。文中通过某车研发过程中动力总成结构噪声实例验证了本文方法的有效性，可为新车ＮＶＨ研发提供参考。

参考文献

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８顾彦．汽车ＮＶＨ设计ＣＡＥ综合解决方案研究［Ｄ］．上海交通大学，２００４：１－１５．

5结论

!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!（上接第7页)