NTF、ODS、PFP确定车内噪声贡献面板方法

V ol 36No.2Apr.2016噪声与振动控制NOISE AND VIBRATION CONTROL 第36卷第2期2016年4月文章编号：1006-1355(2016)02-0108-04NTF 、ODS 、PFP 确定车内噪声贡献面板方法杨磊1,2，邓松1,2，杨双1,2(1.武汉理工大学现代汽车零部件技术湖北省重点实验室，武汉430070；2.武汉理工大学汽车零部件技术湖北省协同创新中心，武汉430070)摘要：首先建立客车结构噪声传递函数模型分析车内噪声峰值频率点。

然后通过工作变形分析函数模型分析在这些噪声峰值频率点车身发生振动变形较大的位置。

将这些振动变形较大的位置设置成噪声贡献面板，建立面板声学贡献量分析模型来确定这些面板对车内噪声水平贡献程度，确定板件对车内声压影响主次关系。

该方法为车内噪声评估和车身面板优化提供有效理论指导。

关键词：声学；车内噪声；噪声传递函数；工作变形分析；面板声学贡献量中图分类号：U491.9+1文献标识码：ADOI 编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.024Determination of Contribution Panels of Vehicle ’s Interior NoiseUsing NTF,ODS and PFPYANG Lei 1,2，DENGSong 1,2，YANGShuang 1,2(1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components,Wuhan University of Technology,Wuhan 430070,China;2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology,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 noise based on the theory of the operational deflection shape (ODS).The positions of the large deformation were defined as the noise contribution panels.The acoustic contributions of these panels to the interior noise level were estimated according to the analysis of the participation factor panel (PFP).The results provide valuable guidelines for the determination of contribution panels of vehicle ’s interior noise.Key words :acoustics;vehicle ’s interior noise;noise transfer function (NTF);operational deflection shape (ODS);participation factor panel (PFP)车辆开发前期阶段，运用虚拟技术分析手段来预测车内噪声水平，分析低频、中频和高频内噪产生机理并采取相应预防措施优化车内噪声，避免开发后期进行重复设计和分析，从而达到提高车内声品质和降低成本的目的。

因此用于确定客车车内噪声贡献主要面板的方法具有重要意义。

许多学者通过收稿日期：2015-09-09基金项目：教育部创新团队发展计划“先进汽车零部件技术”资助项目（项目编号IRT13087）；湖北省高端人才引领计划资助项目(项目编号2012-86)作者简介：杨磊（1976-），男，山东省胶州市人，博士生，主要研究方向为现代汽车设计与制造。

通讯作者：邓松，男，讲师。

E-mail:guoheng0722@有限元法建立轿车车身结构和车室声腔模型，对结构模态频率和变形部位、空腔声学系统的声学模态频率和声压分布情况以及耦合系统中结构和声学空腔模态频率和振型的变化进行详细分析[1，2]。

通过面板声学贡献量来研究车内噪声水平也受到重视。

采用有限元法对声固耦合和非耦合驾驶员右耳声压频率响应特性进行分析，结合模态分析找出关注频率并在这些频率下进行面板贡献量分析，从而找出主要正负贡献面板[3–5]。

此外，许多学者考虑到面板声学贡献量的研究主要针对面板对声场中某些特定点的贡献量，而实际中特定点噪声大小或许能降到所要求的指标，但声场其他位置噪声未必能够达到理想降噪效果，面板声功率贡献量分析方法受到重视[6，7]。

噪声传递函数和工作变形分析也用于振动第2期与噪声分析[8，9]。

然而，很少研究将噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量综合运用于车身的振动与噪声分析中，缺少一种详细运用噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量评估车内噪声的方法。

因此，基于噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量来分析与优化车内噪声。

首先建立客车车身和车内声腔的噪声传递函数模型来确定输入激励载荷与输出噪声之间对应函数关系，根据目标值确定车内声压响应峰值频率点。

随后，建立工作变形分析函数模型来预测在这些峰值频率点车身工作运转情况下较大变形/振动发生位置。

把这些变形较大位置的零部件设置成面板，通过面板声学贡献函数模型来确定这些变形较大位置对车内噪声水平的影响程度，确定板件对车内声压影响的主次关系，为综合运用噪声传递函数、工作变形分析和面板声学贡献量评估研究车内噪声水平提高理论指导。

1噪声传递函数（NTF ）模型建立与分析1.1噪声传递函数原理噪声传递函数指施加于某一结构上的单位力在结构内产生的声压，它表示其结构与内部空腔的声学相关特性。

当车身上某激励接附点处受到激励作用时，激励通过车身各处传递，从而使车身壁板振动并向车内辐射噪声，这种力与噪声的关系称为车身结构声学传递特性[6]，其表达式为[8]{}p =éëêùûúH æèçöø÷P f {}f （1）式中{P }表示特定位置的声压；[H (P /f )]表示从激励源到目标位置声压响应的声振传递函数；{f }表示施加在输入位置的激励力。

从公式可以看出，车内目标位置声压响应大小不仅与激励大小有关，而且与噪声传递函数有关。

当激励大小不易改变时，需要从结构上寻求解决问题方法。

车内结构声是由外界激励引起车身板件结构振动，同时车身板件与车内声腔耦合向车内辐射而产生。

1.2.客车车身噪声传递函数模型建立与分析客车车身是非常复杂的空间骨架结构，由于主要进行车身骨架结构分析与优化，常去掉非承载构件，简化曲杆件为直杆件等一些次要构件。

车身骨架采用四边形壳单元进行网格划分，单元尺寸为10mm ，杆件之间采用RBE 2单元连接来模拟杆件之间的焊接。

客车车身骨架结构采用Q235B 材料，其弹性模量E =2.1×105MPa ，泊松比ν=0.3，密度ρ=7.85×10-6kg/mm 3，抗拉强度σ=386MPa 。

杆件的厚度根据实际赋予各个杆件。

建立的客车车身模型如图1(a)所示。

相应的车内声腔模型和座椅声腔模型如图1(b)和图1(c)所示。

（a）（b）(c)图1车身结构模型和车内声腔与座椅声腔模型在发动机四个悬置位置设置x 、y 、z 方向的单位激励，响应点为驾驶员右耳、乘员座椅前排、中排和后排右耳位置，如图1(c)所示。

计算方法为NASTRAN SOL 111模态频率响应，采用自由边界条件，结构模态频率范围为1Hz ～350Hz ，声腔模态频率范围为1Hz ～350Hz ，频率响应计算范围为20Hz ～200Hz 。

图2为发动机左前悬置位置y 向单位激励作用下，车内驾驶员右耳位置的声压曲线。

将声压值与目标值（55dB ）比较发现，大于目标值的声压峰值出现在频率点23Hz 、45Hz 和57Hz 位置。

采用相同的方式，可以统计其他发动机悬置位置激励引起的在驾驶员右耳、乘员座椅前排、中排和后排右耳位置的声压变化，从而可以统计大于目标值的声压峰值出现的频率点，如图3所示。

图2驾驶员右耳位置声压曲线NTF 、ODS 、PFP 确定车内噪声贡献面板方法109第36卷噪声与振动控制图3基于目标值统计的峰值频率点次数由图可知，频率点23Hz 、25Hz 、45Hz 和57Hz 出现次数较多，这些频率点是客车车身噪声分析的主要频率点。

随后，通过工作变形分析确定车身振动与变形的主要位置。

2车身工作变形（ODS ）分析2.1ODS 法基本原理ODS 法分析时关注于振动系统的两点或多点的受迫振动。

两点或多点位置的变化决定了空间形状的变化。

结构空间形状的改变是由于一个点相对于其他点运动后的结果。

ODS 频响函数矩阵的公式为[10][]H ()j ω=∑k =1n []H k()j ω（2）式中ω是声波角频率，H k (j ω)为频率响应函数第k 阶频域矩阵，其计算方法为[]H k ()j ω=12j æèççöø÷÷[]R k j ω-p k -[]R k *j ω-p *k （3）式中，分子表明第k 阶模态响应规律，[R k ]为第k 阶模态的残余矩阵；分母为第k 阶模态的动态参数，[R k ]*为第k 阶模态极值点。

每一个P k 、P *k 表明频响函数的每一个模态存在。

2.2车身较大变形位置确定将噪声传递函数模型中频率响应计算范围设置成频率点23Hz 、25Hz 、45Hz 和57Hz ，计算车身较大振动位置，如图4所示。

由图可知，在峰值频率点23Hz ，客车车身发生变形较大的位置是顶棚后部、后围底部、底盘后部。

在峰值频率点25Hz,发生较大变形位置是顶棚后部、底盘后部、右侧围中部、后围底部。