王坤祥

摘 要：為了更好地探究車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲 采用有限元法建立某特種車的有限元結(jié)構(gòu)模型、車內(nèi)聲腔模型和聲固耦合模型 分析了具有代表性的局部結(jié)構(gòu)模態(tài) 車內(nèi)空氣在其固有頻率下聲壓的振動(dòng)情況以及對(duì)比分析耦合模型和結(jié)構(gòu)模型 為找出對(duì)車內(nèi)振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)量大的部件提供參考。

關(guān)鍵詞：有限元法;模態(tài);聲腔模型;聲固耦合模型

中圖分類號(hào)：U461.4? 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? 文章編號(hào)：1671-7988（2020）18-125-04

Abstract： In order to better explore the low-frequency structural noise in the vehicle， the finite element structural model， the sound cavity model and the acoustic-solid coupling model of a special vehicle are established by the finite element method， and the representative local structural modes are analyzed， the vibration of the air pressure in the vehicle at its natural frequency and the comparison and analysis of the coupling model and the structure model provide a reference for finding out the components that contribute a lot to the vibration and noise in the vehicle.

Keywords： Finite element method; Modal; Acoustic Cavity Model; Acoustic-structure coupling Model

CLC NO.： U461.4? Document Code： A? Article ID： 1671-7988（2020）18-125-04

引言

結(jié)構(gòu)聲學(xué)和空氣聲學(xué)是汽車NVH研究非常關(guān)注的兩個(gè)問題。結(jié)構(gòu)聲學(xué)是汽車在受到動(dòng)力總成、路面不平度、輪胎不平衡動(dòng)態(tài)力以及雨點(diǎn)對(duì)車頂?shù)木技?lì)載荷等機(jī)械力的激勵(lì)下產(chǎn)生的振動(dòng)在車體結(jié)構(gòu)中的傳遞 引起相關(guān)構(gòu)件的振動(dòng) 最后通過空氣噪聲的方式輻射出來(lái) 也被稱作“結(jié)構(gòu)傳播聲學(xué)”;通過大量研究得出由結(jié)構(gòu)振動(dòng)所引起的車內(nèi)噪聲主要是在低頻范圍內(nèi) 一般在20～200Hz[1]。特別是隨著今年來(lái)計(jì)算機(jī)科學(xué)的快速發(fā)展 模態(tài)分析被廣泛運(yùn)用于對(duì)車身結(jié)構(gòu)、車內(nèi)聲腔的固有動(dòng)態(tài)特性的計(jì)算 并逐漸作為車內(nèi)聲學(xué)設(shè)計(jì)不可或缺的流程。同時(shí) 以美國(guó)通用為代表的車企對(duì)車輛聲固耦合特性做出了大量的研究[2-5] 包括：建立分析車內(nèi)結(jié)構(gòu)和聲學(xué)模態(tài)的模型方法 探究出邊界（車身的板壁結(jié)構(gòu)）振動(dòng)對(duì)于車內(nèi)噪聲的影響 車內(nèi)聲壓與邊界的振動(dòng)關(guān)系 通過建立聲-結(jié)構(gòu)耦合的有限元模型 成功求解出彈性邊界條件下的聲模態(tài)以及車身結(jié)構(gòu)的約束模態(tài) 以及對(duì)車內(nèi)噪聲的預(yù)測(cè)分析。本文是以某特種車車身結(jié)構(gòu)作為研究對(duì)象 建立其整車結(jié)構(gòu)的有限元模型、車內(nèi)聲腔模型以及聲固耦合模型 通過模態(tài)分析 為車內(nèi)低頻噪聲分析提供指導(dǎo)。

1 車身有限元模型的建立和結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

1.1 建立整車FE模型

首先對(duì)整車三維模型進(jìn)行提取車身部分的幾何模型 導(dǎo)入HyperMesh前處理軟件中進(jìn)行幾何清理 并抽取中面。本文主要是對(duì)車身模態(tài)分析 對(duì)模型的簡(jiǎn)化處理應(yīng)在保證仿真的準(zhǔn)確性的前提下盡可能的降低計(jì)算量 就需要嚴(yán)格控制網(wǎng)格質(zhì)量 包括單元的最大和最小內(nèi)角、長(zhǎng)寬比、翹曲度、雅克比等 網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)如表1所示。

在Hypermesh軟件中建立的車身結(jié)構(gòu)有限元模型 包含該特種車的門窗以及玻璃等 建模和網(wǎng)格劃分過程中忽略用來(lái)安裝定位的小孔、面與面之間的過渡圓角等對(duì)車身的剛度的影響 默認(rèn)了門窗玻璃與駕駛室的剛性連接及門關(guān)緊后和駕駛室的剛性連接 且車身結(jié)構(gòu)有限元模型中個(gè)四邊形單元數(shù)185125 三角形單元數(shù)1682 三角形單元所占比例小于1% 如圖1所示。

1.2 車身模態(tài)分析

車身剛度不僅是車輛在車身設(shè)計(jì)過程中最重要的指標(biāo)之一 同時(shí)也是決定汽車品質(zhì)和性能的重要指標(biāo)。在Hypermesh軟件中建立好模態(tài)仿真分析的的工況 導(dǎo)出“bdf”格式文件 并在Nastran中進(jìn)行求解 由于特種車的橫縱梁、車架以及加強(qiáng)筋等部分的強(qiáng)度和剛度大 所以對(duì)該特種車進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)車身沒有明顯的一階彎曲振型和扭轉(zhuǎn)振型;其模態(tài)振型以局部振動(dòng)為主。模態(tài)振型如圖2所示。

（a）頂蓋一階模態(tài)（6.37 Hz）

（b）后門局部一階模態(tài)（12.47Hz）

通過對(duì)車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析可知：頂蓋、前中后車門和側(cè)圍板的剛度較小 如果在受到激勵(lì)作用時(shí)這些部件會(huì)有明顯的振動(dòng) 并通過聲輻射的方式向車內(nèi)輻射噪聲 而形成車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的主要激勵(lì)來(lái)源。

2 車內(nèi)聲腔模型的建立與模態(tài)分析

2.1 建立車內(nèi)聲腔模型

求解車內(nèi)聲腔模態(tài) 必須考慮聲腔網(wǎng)格單元的幾何尺寸與求解的頻率范圍之間關(guān)系。由于文中主要是對(duì)車內(nèi)低頻噪聲進(jìn)行分析（主要考慮結(jié)構(gòu)噪聲） 聲音在空氣中的傳播速度為c=340m/s 每個(gè)波長(zhǎng)至少包含6個(gè)單元 所以根據(jù)計(jì)算公式得出單元尺寸取值為：。通過對(duì)求解時(shí)長(zhǎng)和模型精度等多方面考慮 最終選取網(wǎng)格尺寸取值為80mm。又考慮到座椅對(duì)車內(nèi)聲學(xué)的影響 從而建立帶有座椅的車內(nèi)空腔有限元模型如圖3所示 并設(shè)置好模態(tài)分析工況[6]。

（a）車內(nèi)整體聲腔有限元模型

（b）車內(nèi)聲腔? 有限元模型

2.2 車內(nèi)聲腔模態(tài)分析

（a）縱向第一階（35.98Hz）

（b）橫向第一階（74.77Hz）

進(jìn)行聲腔模態(tài)分析的目的是查看車內(nèi)空氣在其固有頻率下聲壓的振動(dòng)情況。使用Nastran軟件對(duì)設(shè)置好工況的聲腔有限元模型進(jìn)行求解 前6階的聲腔的固有模態(tài) 其中每階的對(duì)應(yīng)的模態(tài)頻率分別為：35.98 Hz、71.69 Hz、74.77 Hz、82.53 Hz、100.24 Hz 、107.47 Hz;其中 縱向和橫向一階模態(tài)的振型如圖4所示。

從模態(tài)振型圖中可分析得到：縱向第一階聲學(xué)模態(tài)的振型以縱向變化為主 圖中的藍(lán)色區(qū)域表示聲壓趨于零的節(jié)面位置 并可以看出離節(jié)面位置越近聲壓級(jí)越小 離節(jié)面位置較遠(yuǎn)的聲腔最前部和最靠尾部的聲壓級(jí)最大;橫向一階聲學(xué)模態(tài)的振型會(huì)在橫向截面中間位置處形成一個(gè)藍(lán)色的界面 其聲壓趨于零 在遠(yuǎn)離該節(jié)面的位置處即后排乘客中間位置處的聲壓值最大。

3 聲固耦合模型的建立與模態(tài)分析

3.1 整車聲固耦合模型的建立

車內(nèi)空氣在密封作用下和車內(nèi)聲腔包羅面的各板件連在一塊 車身板件在外界激勵(lì)下引起振動(dòng)時(shí) 又會(huì)對(duì)車內(nèi)空氣形成擾動(dòng) 會(huì)使得車內(nèi)聲腔的聲壓級(jí)發(fā)生改變 與此同時(shí) 車內(nèi)聲壓的變化又會(huì)對(duì)車身板件形成一定的影響 即：兩者會(huì)形成相互影響的過程。在Hypermesh中完成聲固耦合模型的網(wǎng)格前處理工作 用記事本打開導(dǎo)出的整車耦合模型的“bdf”文件 把“ACMODL IDENT”添加在“BEGIN BULK”下面 完成模型的耦合設(shè)置。如圖5所示 下面給出了隱藏了門窗和玻璃的整車的聲固耦合模型。

3.2 聲固耦合模型的模態(tài)分析

（a）聲腔模態(tài)35.98Hz

（b）耦合模態(tài)35.39Hz

對(duì)聲腔和車身板件的耦合模態(tài)分析 其目的是得到聲腔包絡(luò)面的各板件振動(dòng)對(duì)車內(nèi)聲腔的影響。本文采用Nastran軟件對(duì)耦合模型的模態(tài)進(jìn)行仿真計(jì)算 取前六階在耦合作用后的聲學(xué)模態(tài)頻率為：35.39、71.27、73.35、82.15、100.76、106.52;部分模態(tài)振型對(duì)比 如圖6所示。

特種車的聲腔固有頻率和對(duì)應(yīng)的以聲壓變形為主的耦合模態(tài)頻率非常接近 振型也基本保持一致。但是從振型圖的來(lái)看耦合狀態(tài)下的聲腔振型的幅值稍小于聲腔固有模態(tài)振型的幅值 說(shuō)明車身結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的振動(dòng)會(huì)引起車內(nèi)聲腔的聲壓發(fā)生變化 從而影響到車內(nèi)聲腔的模態(tài)頻率與振型。

同樣采用Nastran軟件對(duì)耦合模型和結(jié)構(gòu)模型的模態(tài)進(jìn)行仿真計(jì)算 取前六階在耦合作用前后的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率對(duì)比 如表2所示。部分模態(tài)振型對(duì)比 如圖7所示。

（a）結(jié)構(gòu)模態(tài)6.37 Hz

（b）耦合模態(tài)6.24 Hz

特種車車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與以結(jié)構(gòu)為主導(dǎo)的耦合模態(tài)頻率和振型基本吻合 但結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率稍高于對(duì)應(yīng)的以結(jié)構(gòu)為主導(dǎo)的耦合模態(tài)頻率 其原因可能是車內(nèi)空腔的空氣阻尼作用;綜上可得出由該特種車的車內(nèi)空腔振動(dòng)而引起其結(jié)構(gòu)振動(dòng)甚微。

4 總結(jié)

（1）以車身板件結(jié)構(gòu)為主的振動(dòng)對(duì)車內(nèi)聲腔聲學(xué)模態(tài)影響較大 而由該特種車的車內(nèi)空腔振動(dòng)而引起其結(jié)構(gòu)振動(dòng)甚微;所以車內(nèi)底頻噪聲主要有其結(jié)構(gòu)振動(dòng)產(chǎn)生。

（2）通過對(duì)該特種車的模態(tài)分析

得出其固有頻率與振型 確定了車身結(jié)構(gòu)容易受到外部激勵(lì)而形成共振的頻率段。

（3）通過模型的建立 可以為后續(xù)的低頻噪聲的頻響分析和與實(shí)測(cè)測(cè)試對(duì)比驗(yàn)證模型有效性做鋪墊。對(duì)產(chǎn)品的正向設(shè)計(jì)提供可靠的支撐。

參考文獻(xiàn)

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