韋玉明

【摘 要】為了提高M(jìn)PV模型的聲學(xué)性能，搭建了車輛的聲固耦合有限元模型，并采取模態(tài)頻率響應(yīng)方法得到了車輛的聲學(xué)響應(yīng)。通過對板件貢獻(xiàn)量和模態(tài)參與因子的分析，得到對103 Hz處聲學(xué)響應(yīng)峰值貢獻(xiàn)最大的板件和結(jié)構(gòu)模態(tài)，對貢獻(xiàn)量最大的板件進(jìn)行自由阻尼處理。通過對原有的有限元耦合模型進(jìn)行模態(tài)應(yīng)變能分析（加權(quán)）后，優(yōu)化阻尼材料的分布，以降低阻尼材料的使用量。同時，針對模態(tài)損耗因子指標(biāo)評估阻尼材料的分布，并通過仿真優(yōu)化分析和模擬測驗驗證最終結(jié)果。優(yōu)化后阻尼材料的使用量減少48.3%，大大降低了車身重量和開發(fā)成本。兩種工況下（部分附加阻尼和全部附加阻尼），駕駛員右耳處聲壓值分別降低了6.0 dB和6.2 dB，而在怠速狀態(tài)下駕駛員右耳處聲壓值也降低了2.8 dB。

【關(guān)鍵詞】車內(nèi)噪聲;車身板結(jié)構(gòu);阻尼材料;模態(tài)應(yīng)變能;聲學(xué)參與因子

【中圖分類號】U463 【文獻(xiàn)標(biāo)識碼】A 【文章編號】1674-0688（2019）04-0053-05

0 引言

進(jìn)入21世紀(jì)以來，科學(xué)技術(shù)飛速發(fā)展，國民的消費水平進(jìn)一步提高，民眾對汽車舒適性的要求也變得愈發(fā)嚴(yán)苛。各大汽車公司都把車內(nèi)噪聲控制視為重要的研究方向，汽車的車內(nèi)噪聲水平成為評判汽車質(zhì)量和檔次的關(guān)鍵指標(biāo)。而車內(nèi)噪聲主要是由發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、自身車身結(jié)構(gòu)等部位的振動引起——產(chǎn)生的振動經(jīng)過懸架系統(tǒng)和車身結(jié)構(gòu)的放大后，以結(jié)構(gòu)噪聲或空氣噪聲的形式進(jìn)入車內(nèi)空腔，由此形成車內(nèi)噪聲。由車身結(jié)構(gòu)的振動引起的車輛內(nèi)部的噪聲水平普遍在200 Hz以下，傳統(tǒng)的吸聲和降噪措施在這樣的低頻范圍內(nèi)，幾乎沒有效果[1]。對于車身中的鈑金零件，采取阻尼處理是減弱低頻噪音最可靠的方法之一[2]。在實際工程應(yīng)用中，附加阻尼材料一般應(yīng)用于車身板結(jié)構(gòu)的某些局部部件，例如地板、頂蓋、前隔板等。研究阻尼材料在車身上的分布，對于提高阻尼材料的利用效率，改善車身結(jié)構(gòu)的設(shè)計美感，具有很強的工程實踐意義。

關(guān)于車身板件的阻尼處理，汽車行業(yè)內(nèi)應(yīng)用廣泛，此前也有多位專家學(xué)者對此進(jìn)行了大量的研究和深入的探索[4-5]。呂毅寧等人[3]提出了以實現(xiàn)最大模態(tài)損耗為方向的附加阻尼厚度分布優(yōu)化設(shè)計的標(biāo)準(zhǔn);張志飛等人[6-7]對阻尼材料在車身單個板件上的分布位置進(jìn)行了優(yōu)化，采用的是優(yōu)化準(zhǔn)則算法。然而，對于車身阻尼材質(zhì)的實際布局，一直都沒有一個具體的、科學(xué)的工藝和方法，工程師通常只是根據(jù)自身的經(jīng)驗進(jìn)行設(shè)計。

本文以某公司開發(fā)的新一代MPV車型為試驗對象，搭建了該車的聲-固耦合有限元模型，根據(jù)聲學(xué)參與因子和模態(tài)應(yīng)變的分析，采用模態(tài)損耗因子對阻尼的分布做出評估，以期找到最佳分布。由最后的仿真分析和試驗結(jié)果可得知，在主要參考點的聲學(xué)響應(yīng)峰值阻尼處理后都有著顯著地下降。

1 汽車-聲固耦合建模及聲學(xué)響應(yīng)分析

1.1 聲固耦合理論

汽車的內(nèi)部組成封閉的空腔，并且空間被離散化，所以最后得到了車輛內(nèi)部聲腔的有限元模型，此外據(jù)空氣元素形狀函數(shù)和聲波方程，我們還可以推導(dǎo)出一個聲學(xué)震動差分公式[8]：

公式中，me'表示空氣質(zhì)量矩陣;ce'表示空氣阻尼矩陣;ke'表示空氣剛度矩陣;ρReT表示結(jié)構(gòu)-聲學(xué)耦合質(zhì)量矩陣;pe為空氣單元節(jié)點聲壓矢量;ue為節(jié)點位移矢量。

同樣，結(jié)構(gòu)振動有限元差分方程：

公式中，me為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣;ce為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣;ke為結(jié)構(gòu)剛度矩陣;Fe表示結(jié)構(gòu)激勵;Fe'表示界面聲壓矢量。

聲-固耦合有限元方程則由式（1）和式（2）組合獲得：

1.2 聲固耦合有限元模型的建立

使用CAE預(yù)處理軟件Hypermesh完成建模，通過MD Nastran分析求解。由于車身結(jié)構(gòu)主要由薄壁金屬鈑件構(gòu)成，因此一般采取二維殼單元建模，使用ACM單元模擬焊點，并使用黏合劑單元，模擬黏合劑。最終車身模型共分解出561 258個單元和573 573個節(jié)點，如圖1所示。

聲腔有限元模型（如圖2所示）是基于空氣的網(wǎng)格流體三維模型。操作LMS Virtual Lab，合成聲腔模型，同時考慮座椅的影響。由于Nastran可生成流-固自動耦合的指令，因此流體和結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格節(jié)點不需要完全吻合。根據(jù)《Nastran手冊》，單個波長至少包含6個流體單元。此聲腔模最終分成了39 308個單元及45 027個節(jié)點。

1.3 車內(nèi)聲學(xué)傳遞函數(shù)分析

考慮到發(fā)動機引起的結(jié)構(gòu)噪聲，Z方向白噪聲激勵會分別施加到發(fā)動機的左右懸架安裝點。同時，在車身面板，由于大部分振動輻射聲功率普遍在低頻范圍內(nèi)，于是在分析期間，選擇20～200 Hz作為單位激勵力的范圍。采取模態(tài)頻響法，將駕駛員右耳作為參考點進(jìn)行計算，最終得到參考點A的加權(quán)聲壓值（如圖3所示）。

由圖3可知，在發(fā)動機懸置激勵下，參考點A處的聲壓于103 Hz處存在明顯的響應(yīng)峰，因此首選的改進(jìn)目標(biāo)則是降低103 Hz處的聲壓值。

2 聲學(xué)參與因子分析

2.1 聲學(xué)參與因子基本理論

所謂聲學(xué)參與因子，即包含聲腔、結(jié)構(gòu)兩種模態(tài)參與因子，以及板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量因子。聲腔和結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子分別指各階聲腔和結(jié)構(gòu)對車身聲學(xué)響應(yīng)的參與量;板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量因子指某特定結(jié)構(gòu)模態(tài)中，聲腔周圍的結(jié)構(gòu)板件對內(nèi)部聲學(xué)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量。

為找到車身部件中較敏感的車身板件結(jié)構(gòu)，我們分別計算了結(jié)構(gòu)模態(tài)因子和板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量因子，用以指導(dǎo)改進(jìn)車內(nèi)結(jié)構(gòu)，初步達(dá)到車內(nèi)噪聲的設(shè)計需求。

2.2 板件貢獻(xiàn)量分析

為找到對聲壓峰值貢獻(xiàn)最大的板，分析聲-固耦合模型的板貢獻(xiàn)因子，降低103 Hz的聲響應(yīng)峰值。將車身分為7個主要部分，包括前擋風(fēng)窗、前隔板、頂蓋、左前地板、中間地板、右前地板及后地板，每個板對103 Hz的聲響應(yīng)峰的貢獻(xiàn)如圖4所示。

計算了兩個工作條件下主要板件的計算模態(tài)貢獻(xiàn)[9]，加權(quán)系數(shù)為1，獲得每個小組的“總貢獻(xiàn)”（見表1）。

由表1可知，聲學(xué)貢獻(xiàn)量最大的為前風(fēng)窗和頂蓋，但由于前擋風(fēng)窗戶在結(jié)構(gòu)上難以操作，因此可于頂蓋上附貼阻尼材料以進(jìn)行自由阻尼處理。如圖5示，阻尼層厚2mm，彈性模量為500 MPa，密度為1 750 kg/m3，材料損耗因子取1，泊松比為0.49。

2.3 模態(tài)參與因子分析

處理后，阻尼材料重5.4 kg，在降低車內(nèi)噪音的同時，還可減少阻尼材料的數(shù)量，因此對模型進(jìn)行模態(tài)參與因子的分析，以找到對應(yīng)的聲壓峰值貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)。表2列出了前5階聲壓峰值貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)。

從表2可以看出，兩種工作條件下，在103 Hz處62階的聲壓峰值貢獻(xiàn)量最大。通過分析結(jié)構(gòu)的模態(tài)應(yīng)變能，可進(jìn)一步識別出對聲學(xué)具有更大影響的關(guān)鍵區(qū)域。

3 模態(tài)應(yīng)變能分析

3.1 模態(tài)應(yīng)變能和損耗因子

由圖6可知，模態(tài)應(yīng)變能分布較為集中于頂蓋后部。根據(jù)頂蓋結(jié)構(gòu)、模態(tài)應(yīng)變能分布進(jìn)行阻尼材料的重新布置（如圖7所示），此時阻尼材料分布面積為0.799 m3，僅為原始方案的51.06%。

3.3 阻尼材料分布評價

模態(tài)損耗因子定義——阻尼耗散能/結(jié)構(gòu)總模態(tài)應(yīng)變能，其進(jìn)行結(jié)構(gòu)實模態(tài)計算便可求得。模態(tài)損耗因子越大，表示阻尼耗散的能量越多，那么阻尼附加分布的情況便越優(yōu)，因此阻尼分布情況在大多數(shù)情況下可用模態(tài)損耗因子評估。單位質(zhì)量的模態(tài)損耗因子定義如下：

ηm=η/mdamp（14）

公式中，mdamp為阻尼材料質(zhì)量;ηm表示單位質(zhì)量內(nèi)，阻尼材料的耗散能量。

在全部粘貼阻尼材料與部分粘貼阻尼材料兩種情況下，我們進(jìn)行模態(tài)分析后求得模態(tài)損耗因子與單位質(zhì)量模態(tài)損耗因子大小，結(jié)果見表4。

從表4可知，在阻尼材料得到優(yōu)化及模態(tài)損耗因子僅僅降低9.8%的情況下，單位質(zhì)量模態(tài)損耗因子便提高到74.4%，與此同時，阻尼材料用量也大幅減少47.4%。

4 汽車聲學(xué)響應(yīng)分析

4.1 汽車聲學(xué)響應(yīng)試驗測試

在施加阻尼材料之前和之后測試汽車在空轉(zhuǎn)狀態(tài)之前的聲學(xué)響應(yīng)，并將傳感器布置在駕駛員的右耳處，根據(jù)優(yōu)化分析結(jié)果布置好阻尼材料分布位置，具體如圖8所示，測試結(jié)果如圖9所示。測試結(jié)果顯示，附加阻尼材料后駕駛員右耳的峰值壓力降低了2.8 dB。

4.2 汽車聲學(xué)響應(yīng)仿真分析

使用RKU方法[2]，此時可將自由阻尼單元和基本單元視為一層，通過使用模態(tài)頻率響應(yīng)方法將阻尼材料應(yīng)用于頂蓋和人體模型，使用應(yīng)變能分析和優(yōu)化粘貼阻尼材料，進(jìn)行聲學(xué)傳遞函數(shù)分析。分析結(jié)果如圖10所示。

比較無阻尼材料、部分附加阻尼材料及全部附加阻尼材料的模型聲學(xué)傳遞函數(shù)發(fā)現(xiàn)，在發(fā)動機左側(cè)懸置支架安裝點激勵下，于103 Hz附近，部分和全部附加阻尼材料后駕駛員右耳處的聲學(xué)響應(yīng)峰值分別降低了6.0 dB和7.4 dB;在發(fā)動機右側(cè)懸置支架安裝點激勵下，于103 Hz附近，部分和全部附加阻尼材料后駕駛員右耳處的聲學(xué)響應(yīng)峰值同樣分別降低了6.2 dB和7.3 dB。其他頻段變化不大，所以優(yōu)化后阻尼材料體積僅為全部添加阻尼材料體積的51.06%，在保證聲學(xué)性能的條件下，有效地實現(xiàn)了阻尼材料使用量降低的目的。

5 結(jié)論

（1）根據(jù)模態(tài)參與因子和板塊的貢獻(xiàn)分析，阻尼材料應(yīng)用于頂蓋，分別在不同的激勵條件下（部分附加阻尼、全部附加阻尼）使得駕駛艙內(nèi)的駕駛員右耳峰值聲響應(yīng)值降低6.0 dB和7.2 dB，有效地改變了車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境。

（2）在聲學(xué)響應(yīng)變化不大的前提下，我們所做的加權(quán)模態(tài)應(yīng)變能分析進(jìn)一步深入優(yōu)化了阻尼材料的分布附加位置，阻尼材料用量降低48.3%，大大減小了整車重量和開發(fā)成本。

（3）我們使用自主定義的模態(tài)損耗因子，對阻尼材料附加分布情況進(jìn)行評估及優(yōu)化后，單位質(zhì)量內(nèi)模態(tài)損耗因子提升了74.4%，效果十分顯著。

（4）在仿真分和模擬驗證后，研究結(jié)果顯示：兩種工況下駕駛員右耳處聲壓值分別下降6.0 dB和6.2 dB;而在汽車空轉(zhuǎn)怠速狀態(tài)下，駕駛員右耳處聲壓值也得到較好的優(yōu)化，降低了2.8 dB，有效地提升了車內(nèi)噪聲水平。

參 考 文 獻(xiàn)

[1]成艾國，沈陽，姚佐平.汽車車身先進(jìn)設(shè)計方法與流程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2011.

[2]Akanda A，Goetchius G M.Representation of constrained/ unconstrained layer damping treatments in FEA/SEA vehicle system models：A simplified approach[R].SAE 1999-01-1680，1999.

[3]呂毅寧，呂振華，趙波，等.基于應(yīng)變能分析的附加阻尼結(jié)構(gòu)設(shè)計評價和準(zhǔn)則優(yōu)化方法[J].振動工程學(xué)報，2010，23（6）：620-624.

[4]馬天飛，高剛，王登峰，等.基于聲固耦合模型的車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲響應(yīng)分析[J].機械工程學(xué)報，2011，47（15）：76-82.

[5]Mohan D RAO.Recent applications of viscoelastic damping for noise control in automobiles and commercial airplanes[J].Journal of Sound and Vibra-tion，2003，262：457-474.

[6]郭中澤，陳裕澤，侯強，等.阻尼材料布局優(yōu)化研究[J].兵工學(xué)報，2007，28（5）：638-640.

[7]張志飛，倪新帥，徐中明，等.利用阻尼材料改善駕駛室聲學(xué)性能的研究[J].機械工程學(xué)報，2012，48（16），36-40.

[8]Nefske D J，Wolf J A，Howell L J.Structural-acoustic finite element analysis of the automobile passenger compartment[J].Journal of Sound and

Vibration，1982，80（2），247-266.

[9]Han X，Guo Y J，Yu H D.Interior sound field refinement of a passenger car using modified panel acoustic contribution analysis[J].International Journal of Automotive Technology，2009，10（1）：79-85.

[10]Johnson C D，Kienholz D A.Finite element prediction of damping in structures with constrained viscoelastic layers[J].AIAA Journal，1982，20（9）：1284-1290.

[責(zé)任編輯：鐘聲賢]