基于ODS和板块贡献量的整备车身NTF分析及优化

　　本文利用HyperMesh/HyperView软件及OptiStruct求解器，基于整备车身有限元模型和声腔模型，对其进行人耳的NTF分析，并对驾驶员右耳响应较大的点进行ODS(Operational deflection shape)及板块贡献量分析，通过分析找到应变能集中并且贡献量最大的板块，并进行了结构优化，降低驾驶员右耳的声压级响应，对后续研究具有一定的参考价值。

0  引言

　　 汽车的乘坐舒适性一直是人们所关注的问题。而对人的听觉造成伤害的车内噪声成为影响舒适性的重要因素。汽车的噪声主要分为结构振动噪声和空气噪声。在低频时，主要是结构振动噪声。通过对整备车身进行NTF分析、ODS分析、板块贡献量，可以找到对噪声影响最大的关键部位和板块，有针对性地进行结构的优化。

1  整备车身模型及声腔模型搭建

1. 1 整备车身模型搭建

　　 整车模型中，将橡胶衬套等软连接部位断开，除去动力总成与底盘系统后剩下与车身相连的部分统称为整备车身模型，即Trimmed Body模型(简称TB模型)。一般来说，如果前副车架与车身通过弹性衬套连接的话，TB模型是不应该包含它的，但在大部分情况下，发动机(前)后悬置安装在前副车架上，如果我们要全面考虑发动机激励的影响，就必需使用包含前副车架的TB模型。TB模型搭建以白车身模型为基础，逐步增加子系统模型结构组件，主要包括白车身、门盖系统、座椅系统、内饰系统、转向系统、副车架和电子电器件等。TB模型中对零部件的处理主要有三种方式：即实际有限元网格、集中质量和非结构质量。其有限元模型如图1所示。

　　图1 整备车身模型

1. 2 声腔模型搭建

　　 声腔即汽车车身内部封闭的空气体，具有固有频率和模态振型，这些频率的模态和周围车身结构耦合会引起结构噪声。声腔模型是由汽车内部声腔边界确定，建立声腔模型需要以下边界条件：白车身结构、前后风档玻璃、带玻璃的车门、座椅表皮。声腔模型可以分为三个子声腔模型：乘员舱主声腔模型、座椅声腔子模型、行李箱声腔子模型(三箱车型)。

　　 建模时，一个声波长内至少包含6个二阶四面体单元(单元尺寸经验值为：60mm)，其计算公式为：

　　λ=c/f

　　 式中：

　　 λ——声波波长，mm；

　　 c——声速，mm/s；

　　 f——声腔计算频率，Hz。

　　 其中，主声腔与座椅声腔模型采用节点耦合方式进行连接，对三厢车来说，需要填补行李箱隔板上的开孔，使得乘员舱主声腔与行李箱声腔断开。

　　 主声腔模型以及行李箱模型赋予声速和空气材料密度，其计算公式为：

　　B=c2*ρ

　　 式中：

　　 B——体积模量，mpa；

　　 c——声速，mm/s，经验值：3.45e5mm/s；

　　 ρ——空气密度，经验值：1.19e-12t/mm3。

　　 座椅声腔子模型属性为空气材料密度的10倍。声腔赋予流体单元以及流体节点属性。声腔模型见图2。

图2 声腔有限元模型

2  整备车身的NTF分析

　　 本文利用HyperMesh软件建立驾驶室结构与声腔的声固耦合模型，将结构节点的振动通过耦合卡片传递到声腔节点上。模型中结构节点和声腔节点不是一一对应的，因此在控制语句中填加“ACMODL”卡片，使两个模型的节点通过一定的捕捉算法耦合在一起，保证两者之间的能量传递，图3所示为声固耦合模型。

　　图3 TB车身与声腔耦合模型

　　 依据图3声固耦合模型进行NTF分析，车身与底盘、动力总成的连接点很多，各点均进行三向激励，采用大小为1N的XYZ三向单位力对连接点进行激励，评价各点在XYZ三向激励下的NTF响应。定义驾驶员右耳为响应点，并输出响应点的声压值，然后再对其声压值进行声压级的转换，得到其声压级响应曲线。某车型后副车架后摆臂左侧连接点X向激励的NTF响应曲线如图4所示。由图可知，在20-200HZ整个频率段内，驾驶员右耳响应点的声压级大多在55dB以下，而在198HZ处存在比较明显的峰值，声压级达到58.5dB，超过目标值。

　　图4 驾驶员右耳NTF曲线

3  板块贡献量分析及ODS分析

　　 基于图4的声压级响应曲线，针对上述驾驶员右耳(910001)在198HZ处的声压级峰值，本文将与声腔耦合的车身结构板件进行划分，进行板块贡献量分析，找到对198HZ处峰值贡献量较大的板块，板块的划分如图5所示。

　　图5 与声腔耦合结构的板块划分

　　 利用Optistruct模块，依据图5的板块划分进行后副车架后摆臂左侧连接点X向激励下在198HZ处的板块贡献量分析，结果如图6所示：

　　图6 板块贡献量分析结果

　　 从图6可以看出，贡献量由大到小依次为：后背门内板、右侧前地板、左侧备胎池等、中底板、侧围等，其中后背门内板为负贡献。

　　 声腔模型在198HZ处振型见图7所示。

　　图7 198HZ处声腔振型图

　　 在以上分析基础上，进行ODS(Operational deflection shape)分析，结合198HZ处板块贡献量及声腔振型结果，找出后副车架后摆臂左侧连接点X向激励下在198HZ处的位移、应变能响应云图及各部件变形图，找出变形较大的位置，见图8。

　　图8 后副车架后摆臂左侧连接点X向激励下198HZ的ODS分析结果

　　 结合上述分析结果，可知：备胎池及右侧前地板对驾驶员右耳198HZ处峰值影响较大，因此对后备胎池以及右侧前地板进行优化，可降低驾驶员右耳在198HZ的声压级响应。

4  结构优化

　　 基于上述分析结果，对后备胎池进行如图9所示加筋优化方案：

　图9 加强筋优化方案

　　 在图9基础上，对右侧前地板进行如图10所示优化方案：

　　图10 前地板与防火墙处增加绿色结构胶，且起5mm负Z向加强筋

　　 基于上述优化方案进行NTF分析，分析结果如图11所示，驾驶员右耳198HZ处声压级响应：优化前58.5dB，优化后54.5dB，响应下降了4dB。

　　图11 优化前后声压级响应曲线对比

5  结论

　　 通过上述分析优化方法介绍、优化前后声压级响应对比可知：板块贡献量分析、ODS分析、声腔模态振型等对整备车身NTF优化具有直接、快速、有效的作用。本文为提高整车NVH噪声性能提供了指导方向，对下一步的研究具有一定的参考意义。