10.16638/jki.1671-7988.2019.16.054
基于NTF仿真分析与优化
邢建，高志彬*，陈守佳，郝大亮，张明
（青岛理工大学机械与汽车工程学院，山东青岛266520）
摘要：利用Hypermesh软件建立某轻卡TB车身有限元模型以及乘员舱声腔模型，对模型进行噪声传递函数（NTF）分析计算，测得扭杆左、右支撑点Z向激励引起的声压值均超过目标值65dB。通过对地板部件进行优化改进后，再次进行仿真分析得出优化后的扭杆左、右支撑点Z向激励引起的噪声明显降低，从而提高了整车的NVH性能。关键词：有限元；声腔；噪声传递函数；优化
中图分类号：U462.3 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2019)16-150-03
Simulation analysis and optimization based on NTF
Xing Jian, Gao Zhibin*, Chen Shoujia, Hao Daliang, Zhang Ming希瑞尔
( School of Mechanical and Automotive Engineering, Qingdao University of Technology, Shandong Qingdao 266520）
Abstract: The finite element model of a light truck TB body and the occupant cabin sound chamber model were established by Hypermesh software, and the noise transfer function (NTF) of the model was analyzed and calculated. The measured sound pressure caused by Z direction excitation of the left and right supporting points of the torsion bar exceeded the target value of 65dB. After the optimization and improvement of the floor parts, the simulation analysis was carried out again, and it was concluded that the noise caused by the Z direction excitation of the left and right supporting points of the optimized torsion bar was significantly reduced, thus improving the NVH performance of the whole vehicle.
Keywords: Finite element; Spoke; Noise transfer function; Optimize
CLC NO.: U462.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2019)16-150-03
引言
汽车的NVH性能越来越多的受到普遍重视，其中噪声部分一直以来都是汽车分析中的难题。噪声传递
的条件包括噪声源、传递路径以及响应点。汽车噪声可能由动力总成、车身、底盘以及车身钣件等引发，其中汽车钣件振动噪声源是驾驶室噪声的重要组成部分。NTF是车身声学对激励点敏感度的反映，敏感度越低则车身NVH性能越好[1]，为了降低驾驶室车身敏感度，需要将安装点NTF曲线的峰值降到65dB 以下。随着计算机仿真技术发展，CAE仿真分析法成为了NTF整车分析中的一个重要环节，此方法相比试验方法具有方便快捷，智能高效等特点。
本文通过对某轻卡样车实验过程中驾驶室出现轰鸣声现象，运用Hyperworks进行NTF仿真分析，针对安装点进行优化改进，为试验样车实际改进提供了理论依据。
1 基本原理
噪声传递函数（即Noise Transfer Function，简称NTF）是指输入激励载荷与输出噪声之间的一种函数关系，用于评价结构对振动发声的灵敏度特性[2]。噪声传递函数表达式如下：
作者简介：邢建，硕士，就读于青岛理工大学，主要研究方向为汽车振动与噪声。*通讯作者：高志彬（1969-），男，副教授，博士，研究方向为汽车车内振动噪声控制、信号故障诊断等。
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邢建 等：基于NTF 仿真分析与优化
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（1） 式中：H 表示噪声传递函数；P 表示驾驶室声压值；F 表示输入激励力。
由上式可知，驾驶室声压值与输入激励力和噪声传递函数都相关，通过安装点的噪声传递函数曲线就可以计算出每个激励方向是否符合设计要求，进而做出针对性优化方案。
2 建立有限元模型
使用Hypermesh 软件对导入的TB 车身进行网格划分，整体采用壳单元模拟，焊点采用REB2单元连接，对一些影响较低的零部件用集中质量的方式模拟。最终有限元模型节点数704107，单元数909619。TB 车身有限元模型如图1所示。
图1  TB 车身有限元模型
在有限元车身基础上建立乘员舱声空模型，因座椅对乘员舱声腔模型影响较大，因此模型中应建立有座椅的声腔模型，乘员舱模型采用100mm ×100mm 尺寸四面体网格建模，座椅声学空腔模型用70×70mm 尺寸四面体单元建模；乘员舱声学空腔密度为1.19×e-12t/mm 3
，声速为3.45×e5mm/s ；座椅声学空腔密度5.95×e-11t/mm 3，声速3.45×e5mm/s 。乘员舱声腔模型如图2所示。
图2  乘员舱声腔模型 表1  加载点位置
在车身关键安装点出分别加载X 、Y 、Z 三个方向单位力，在一定的频率范围1-500Hz 内通过在加载点施加单位力
作为输入激励[3]，同时将该点作为测量点，测得该点在该频率范围1-500Hz 内的加速度作为输出响应，分析0～300Hz 频域响应，加载点位置如表1所示。
3 NTF 分析结果
通过计算分析TB 车身扭杆左支撑点以及扭杆右支撑点两加载点噪声传递函数曲线如图3、4所示。由图中曲线可知，扭杆左支撑点Z 向激励在48Hz 时最大声压级66.91dB ，扭杆右支撑点Z 向激励在64Hz 时最大声压级68.44dB [4]，两点声压级响应峰值均超过了NTF 设计目标值65dB 。由此可知该轻卡汽车声压级响应会对乘员舱成员的乘坐舒适性造成一定影响[5]，应对其进行优化设计。
图3  扭杆左支撑点NTF 曲线图
图4  扭杆右支撑点NTF 曲线图
4 优化方案及仿真验证
通过分析产生声压级的安装点位置，结合实际情况分析提出以下改进措施：车身地板增加2.0mm 厚的纵梁内衬板；车身地板增加0.8mm 厚的地板加强板。具体优化方案对比图如图5所示。
图5  优化方案对比图
经上述优化方案改进后，再次进行仿真验证。扭杆左支撑点以及扭杆右支撑点两加载点噪声传递函数曲线如图6、7所示。由图6可知，扭杆左支撑点Z 向激励在48Hz 时最大声压级降到63.58dB ；由图7可知，扭杆右支撑点Z 向激励在64Hz 时最大声压级降到64.54dB ，曲线所有点均处于65dB 目标值以下。                          （下转第167页）
蒋东强 等：基于Matlab/Simulink 软件在车门限位器主臂曲线上的分析研究
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北京二手车交易网法拉利fxx通过查看矩阵simout 参数值表3，我们看到限位器主臂曲线（x,y ）是从x 轴47.812开始到18.739结束。同样，调整斜坡信号的比例值也可以得到不同形状的限位器主臂曲线。gti是什么意思
4 结论
应用数学软件Matlab/Simulink 编写的限位器主臂曲线程序，当知道车门旋转铰链中心点A ，限位器旋转中心点B ，以及限位器盒中心点C ，三点布置位置和设计要求车门最大开启角度的情况下，可以快速准确地求解出车门限位器主臂
曲线，并通过改变主臂曲线绕B 点旋转角度E 的输入信号参数，可调整主臂曲线的形状，避开车门内部玻璃升降器、车门内、外板等零件，以达到最终确定下一条满足设计意图的限位器主臂曲线。本文给予了这类设计问题建立了数学模型，借助计算机高效的运算效率提高了此类设计工作的效率。
参考文献
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社,1992.
[2] 黄天泽，黄金陵. 汽车车身结构与设计[M].机械工业出版社,1992.
（上接第151页）
通过仿真验证，优化后的扭杆左、右支撑点Z 向激励中的响应均取得良好的降噪效果。
图6  优化后扭杆左支撑点NTF 曲线图
图7  优化后扭杆右支撑点NTF 曲线图
5 结论
本文以NTF 理论为基础，通过优化车身部件进而达到了
降低声压级的目的。通过CAE 方法对NTF 进行分析，可提高工作效率，节省成本，由于本文只针对仿真做出优化设计，方案的可行性还有待进一步试验验证。
参考文献
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化中的应用[J].汽车工程,2017,39(11):1298-1304.
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[5] 李书阳，常光宝，梁静强，吕俊成.某SUV 车型内饰车身噪声传递函
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