張 杰，桑建兵，胡經(jīng)緯，羅明軍

（1.合肥職業(yè)技術(shù)學(xué)院 交通工程學(xué)院，合肥 238000；2.河北工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，天津 320000；3.凱翼汽車有限公司工程研究院，安徽 蕪湖 241009）

隨著人們對(duì)汽車要求的升級(jí)，動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操控性、安全性等已經(jīng)只能作為汽車消費(fèi)的基本條件。汽車NVH性能（噪聲、振動(dòng)、舒適性）逐漸成為消費(fèi)者越來(lái)越重視的指標(biāo)。汽車駕駛室的振動(dòng)噪聲直接影響乘員舒適性。汽車室內(nèi)噪聲主要來(lái)自低頻噪聲、發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤以及路面等噪聲源對(duì)車身薄板件的結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射。本文基于車室聲腔模態(tài)分析理論，建立實(shí)車聲腔模型，并對(duì)實(shí)車進(jìn)行聲腔模態(tài)分析，通過優(yōu)化駕駛室結(jié)構(gòu)，對(duì)板件輻射噪聲大的區(qū)域進(jìn)行阻尼涂貼以有效降低低頻噪聲。

1 車室聲腔模態(tài)分析理論

將車身結(jié)構(gòu)與汽車室內(nèi)聲腔耦合，隨著車身薄板件振動(dòng)，產(chǎn)生的輻射噪聲引起汽車室內(nèi)各個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓變化。汽車室內(nèi)的聲壓變化也引起車身薄板件的振動(dòng)。因此聲固耦合模型能夠更加準(zhǔn)確地描述汽車室內(nèi)的聲場(chǎng)特性。建立聲腔離散化后的聲學(xué)有限元方程［1］

其中Mf為流體等效質(zhì)量矩陣，Kf為流體等效剛度矩陣，Bf為流體等效阻尼矩陣，A為節(jié)點(diǎn)聲壓矩陣，為單元節(jié)點(diǎn)位移D對(duì)時(shí)間二階導(dǎo)數(shù)，C為流體和結(jié)構(gòu)的耦合矩陣。考慮聲壓對(duì)結(jié)構(gòu)的作用，方程為

其中Me為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣，Ke為流體等效剛度矩陣，Be為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣，F(xiàn)f為結(jié)構(gòu)空氣耦合面上的載荷，F(xiàn)f=CTA , Fe為結(jié)構(gòu)受到的外部激勵(lì)。則耦合系統(tǒng)的方程為

2 聲固耦合模型的建立

2.1 整車有限元模型

建立白車身有限元模型，采用Hypermesh前處理軟件進(jìn)行結(jié)構(gòu)單元?jiǎng)澐?，?duì)于車身板件采用2D殼單元，以四邊形單元為主，少量三角形CTRIA3單元過渡。網(wǎng)格尺寸根據(jù)白車身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)定位10 mm。建模過程對(duì)尺寸較小的小孔、圓角等進(jìn)行適度簡(jiǎn)化，并制定網(wǎng)格單元的質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)如翹曲度、雅克比、傾斜角度、四邊形最大最小角度、三角形最大最小角度等。對(duì)于連接件，用ACM焊點(diǎn)單元模擬點(diǎn)焊，用RBE2剛性單元模擬螺栓，用實(shí)體單元模擬膠貼。最后完成的白車身模型包含殼單元506 156個(gè)，節(jié)點(diǎn)518 024個(gè)，三角形單元22 668個(gè)，占比4.5 %。

整車有限元模型如圖1所示。以白車身為基礎(chǔ)，在白車身模型（圖2）對(duì)應(yīng)位置裝配風(fēng)擋玻璃、前后車門、后背門、車窗、翼子板等有限元模型，成為封閉模型。

圖1 整車有限元模型

圖2 白車身有限元模型

2.2 聲腔網(wǎng)格劃分與模型耦合

在整車有限元模型基礎(chǔ)上，提取整車模型與聲腔交界處的接觸面，并且封閉車身模型所有的孔隙形成封閉的空腔。儀表板以及座椅由于體積較大所占據(jù)的空間對(duì)噪聲響應(yīng)至關(guān)重要。在生成室內(nèi)聲腔網(wǎng)格時(shí)將座椅作為內(nèi)部空腔。忽略吸聲材料的區(qū)域，假定聲腔表面為剛性壁。頂棚、座椅是主要的吸聲區(qū)域，設(shè)置阻抗邊界條件830+j3030和 971+j8798［2］,實(shí)部代表聲阻，虛部代表聲抗。劃分聲腔網(wǎng)格時(shí)，聲學(xué)單元尺寸選取60 mm，劃分后網(wǎng)格單元總數(shù)93 286個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)75 168個(gè)，劃分后的室內(nèi)聲腔網(wǎng)格如圖3所示。室內(nèi)聲腔模型劃分后，將其邊界上的節(jié)點(diǎn)與車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行耦合連接，從而振動(dòng)相互傳遞。耦合系統(tǒng)的聲壓分布主要由振動(dòng)邊界條件決定，忽略聲腔系統(tǒng)的空氣介質(zhì)對(duì)結(jié)構(gòu)模態(tài)影響。車身聲固耦合模型如圖4所示。

圖3 聲腔有限元模型

圖4 車身聲固耦合模型

3 聲腔模態(tài)分析

當(dāng)前后車門、車窗封閉時(shí)，駕駛室為封閉的空腔，在一定聲學(xué)模態(tài)頻率下，聲波在空腔傳播，入射波與空腔邊界反射的反射波矢量疊加，在不同位置產(chǎn)生不同的聲壓分布，這就形成聲學(xué)模態(tài)振型［3］。聲學(xué)模態(tài)振型的縱坐標(biāo)是聲壓分布，單位N/m2，而結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振型的縱坐標(biāo)是位移，單位mm。當(dāng)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)振動(dòng)產(chǎn)生的頻率與聲腔產(chǎn)生的模態(tài)頻率接近時(shí)，聲腔容易產(chǎn)生共鳴，噪聲放大。表1是聲腔相應(yīng)的4階模態(tài)振型。

如圖5所示聲腔的縱向一階振型中，聲壓節(jié)線的位置位于車身B柱后部，接近后排座椅，對(duì)后排乘員的噪聲影響較大；縱向二階振型中，聲壓節(jié)線位于兩排座椅之間，這對(duì)室內(nèi)噪聲控制較為有利。

圖5 聲腔前四階模態(tài)

4 聲固模型試驗(yàn)與整車聲振特性分析

4.1 實(shí)車怠速噪聲測(cè)試及車身懸置點(diǎn)激勵(lì)力測(cè)試

針對(duì)怠速工況下噪聲大、低頻轟鳴聲明顯的車內(nèi)噪聲問題，對(duì)怠速工況下車內(nèi)噪聲進(jìn)行頻譜測(cè)試，在0 Hz～200 Hz范圍內(nèi)，根據(jù)《汽車勻速行駛車內(nèi)噪聲測(cè)量方法》測(cè)試并記錄。A計(jì)權(quán)處理室內(nèi)噪聲信號(hào)的聲壓曲線如圖6所示，噪聲峰值主要分布在4個(gè)頻率即25 Hz、53 Hz、75 Hz、110 Hz附近。

為進(jìn)一步驗(yàn)證車內(nèi)噪聲是由于發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤等對(duì)車身薄板件振動(dòng)輻射引起的噪聲，對(duì)車身懸置點(diǎn)進(jìn)行激勵(lì)力測(cè)試，采集怠速工況下10個(gè)車身懸置點(diǎn)的加速度信號(hào)。試驗(yàn)分析測(cè)試系統(tǒng)采用東華DH5920測(cè)試系統(tǒng)（圖7），傳感器布置在車身連接處（圖8）。兩個(gè)試驗(yàn)的聲級(jí)計(jì)都布置在駕駛員右耳和后排乘客中間位置處（圖9）。

圖7 車身懸置激勵(lì)力測(cè)試系統(tǒng)

圖8 車身懸置點(diǎn)傳感器布置

圖9 車內(nèi)噪聲前后測(cè)點(diǎn)

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率f=N.n/30 Z（其中N為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，Z為沖程數(shù)），怠速n=770r/min左右，得到f=25.67Hz。對(duì)車身10個(gè)懸置點(diǎn)進(jìn)行不同激勵(lì)力測(cè)試，得到聲壓峰值主要分布在25.60 Hz～26.2 Hz、51.8 Hz～53.1 Hz、149.2 Hz～152.4 Hz附近，與怠速噪聲測(cè)試聲壓幅值相對(duì)應(yīng)（圖10）。

圖10 車身懸置點(diǎn)激勵(lì)曲線

4.2 車身結(jié)構(gòu)-聲腔頻響分析

4.2.1 聲固模型的驗(yàn)證

通過聲固模型數(shù)值模擬計(jì)算與車身懸置點(diǎn)激勵(lì)測(cè)試試驗(yàn)，對(duì)兩測(cè)點(diǎn)位置的聲壓值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖11所示。在21 Hz～158 Hz范圍，仿真模型精度較高，且趨勢(shì)近似一致。因此聲固模型在試驗(yàn)中得到驗(yàn)證。當(dāng)然數(shù)值模擬計(jì)算與試驗(yàn)的聲壓值存在一定誤差，主要原因是仿真計(jì)算只考慮懸置激勵(lì)力引起的車內(nèi)噪聲，簡(jiǎn)化了實(shí)車測(cè)試中除了受發(fā)動(dòng)機(jī)怠速噪聲、進(jìn)排氣噪聲以及其他設(shè)備的噪聲等的影響；另外有限元計(jì)算本身也有一定的計(jì)算誤差。

圖11 聲固模型試驗(yàn)聲壓值與仿真聲壓值對(duì)比

4.2.2 車身聲學(xué)靈敏度

車身聲學(xué)靈敏度是指在車身連接處施加單位激勵(lì)力，響應(yīng)點(diǎn)的噪聲級(jí)[4]。聲學(xué)靈敏度分析的目的是為了找出聲壓峰值所對(duì)應(yīng)的頻率，避免在該頻率處共振。在聲腔模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，將車身懸置點(diǎn)加速度設(shè)置為聲腔的邊界條件，計(jì)算車內(nèi)的聲學(xué)響應(yīng)，從而得到前后駕駛員右耳和后排乘客中間位置的聲學(xué)靈敏度曲線。如圖12所示，主要在53 Hz、95 Hz、140 Hz等3個(gè)低頻附近，聲壓達(dá)到峰值（忽略高頻160 Hz等產(chǎn)生的高分貝聲壓）。

圖12 車內(nèi)聲學(xué)靈敏度曲線

4.3 整車聲振特性分析

綜合實(shí)車怠速聲壓值圖6、車身懸置點(diǎn)激勵(lì)曲線圖10和車內(nèi)聲學(xué)靈敏度曲線圖12分析得出，在53 Hz附近聲壓達(dá)到峰值并且激勵(lì)加速度振幅較大。所以車內(nèi)聲學(xué)靈敏度在53 Hz的峰值與激振頻率發(fā)生耦合，引起共振，使得噪聲增大，因而需要對(duì)該頻率下的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。同樣，在140 Hz附近，聲學(xué)靈敏度達(dá)到峰值，激振振幅也較高，雖然怠速未出現(xiàn)峰值，但是汽車高速行駛中也易引起共振。因此要對(duì)53 Hz以及140 Hz頻率下結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行優(yōu)化。

5 汽車低頻噪聲優(yōu)化與分析||

5.1 板件單元貢獻(xiàn)量分析

在車內(nèi)聲腔模型中，將響應(yīng)看作微小變量振動(dòng)，簡(jiǎn)化聲學(xué)方程，在車身薄板件表面法線振動(dòng)速度vn與車內(nèi)聲壓S之間建立起線性關(guān)系。同時(shí)將車身薄板件的表面離散成有限個(gè)單元，則聲腔模型聲學(xué)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓S可以表示為

其中，A(ω)是聲學(xué)傳遞向量，ω為角頻率。通過式（4），進(jìn)一步將聲腔聲壓與薄板件的微小網(wǎng)格振動(dòng)速度之間建立聯(lián)系。通過模態(tài)疊加法，可得到場(chǎng)內(nèi)點(diǎn)i的聲壓表示為

其中Si,j是單元j對(duì)場(chǎng)內(nèi)點(diǎn)i的聲壓，vj（ω）是j單元的法向振動(dòng)速度，Ai,j是單元j對(duì)場(chǎng)內(nèi)點(diǎn)i的聲傳遞向量。引入板塊貢獻(xiàn)系數(shù)(Sc)i,j=Si,j.Si/|Si|量化每個(gè)板塊對(duì)噪聲的貢獻(xiàn)。同時(shí)為消除不同面積板塊劃分帶來(lái)的誤差，引入單位面積貢獻(xiàn)量(Sq)i,，對(duì)于面積Q的板件，(Sq)i=(Sg)i/Q。將車身板件劃分14個(gè)板塊區(qū)域如圖13所示。

圖13 車身板件劃分

對(duì)聲固耦合模型車身懸置點(diǎn)激勵(lì)輸入20 Hz～200 Hz的單位激勵(lì)，利用lms virtual lab計(jì)算各板件的單位面積聲學(xué)貢獻(xiàn)量［5-6］，結(jié)果如圖14、15。由圖14、15可以看出，大部分板塊對(duì)聲壓響應(yīng)點(diǎn)的正負(fù)貢獻(xiàn)值是一致的，不同頻率峰值處貢獻(xiàn)值有較大差異。53 Hz處，單位面積貢獻(xiàn)較大的板塊是后地板、防火墻、頂棚、前地板。而后背門、后圍板以及擋風(fēng)玻璃的負(fù)貢獻(xiàn)較大。140 Hz處，正貢獻(xiàn)較大的是后地板、前地板、后圍板、車門，負(fù)貢獻(xiàn)較大的是中地板、頂棚。抑制正貢獻(xiàn)的板塊振動(dòng)速度可以降低對(duì)應(yīng)峰值頻率處的聲壓值。由前述4.4可知，模態(tài)以及板塊貢獻(xiàn)分析的目標(biāo)是為了降低53 Hz以及140 Hz處的聲壓峰值點(diǎn)的幅值。因此，在53 Hz頻率處需要抑制地板、防火墻以及頂棚的振速所產(chǎn)生的聲壓峰值，在140 Hz頻率處需要抑制地板、車門的振速所產(chǎn)生的聲壓峰值。所以，需要對(duì)地板、車門、防火墻做相應(yīng)的涂貼阻尼優(yōu)化。

圖14 53Hz處駕駛員和后排乘客位置單位面積板塊貢獻(xiàn)量

圖15 140Hz處駕駛員和后排乘客位置單位面積板塊貢獻(xiàn)量

5.2 基于模態(tài)應(yīng)變能的優(yōu)化

5.2.1 板件的模態(tài)應(yīng)變能分布

模態(tài)分析中的模態(tài)應(yīng)變能［7］定義為Ei,j=uiKjui，其中ui為結(jié)構(gòu)第i階模態(tài)振型向量，Kj為j單元?jiǎng)偠染仃嚒Ｆ渲熊囬T、防火墻、前地板、后地板對(duì)應(yīng)的模態(tài)應(yīng)變能分布如圖16所示。在外界激勵(lì)作用下，板件單元的模態(tài)應(yīng)變能越高，板件越容易產(chǎn)生振動(dòng)，噪聲放大。所以在相應(yīng)的位置添加阻尼材料達(dá)到耗散振動(dòng)能量、降低振速的目的。薄板件的振動(dòng)響應(yīng)以低階為主，并且低頻噪聲通?？疾旆秶?80 Hz以下，因此涂貼阻尼材料（涂貼位置見圖17所示）也以230 Hz以下低頻噪聲為主。

圖16 模態(tài)應(yīng)變能分布

圖17 板件的阻尼涂貼位置

5.2.2 板件的自由阻尼涂貼位置

圖7之（a）（b）（c）（d）分別為前地板、后地板、防火墻、車門的阻尼涂貼位置。

5.2.3 優(yōu)化結(jié)果分析

對(duì)車身薄板件進(jìn)行模態(tài)應(yīng)變能阻尼位置優(yōu)化后的聲固數(shù)值模型再進(jìn)行頻響計(jì)算［8-9］，得出駕駛員右耳、后排乘客中間位置測(cè)點(diǎn)的聲壓值（圖18）。優(yōu)化后在53 Hz處聲壓峰值降低8.31 dB、5.36 dB，在140 Hz處聲壓峰值降低4.21 dB、3.56 dB，低頻噪聲降低顯著，提高汽車NVH性能。

6 結(jié)論

①基于聲腔模態(tài)分析，通過實(shí)車怠速以及車身懸置點(diǎn)激勵(lì)力測(cè)試驗(yàn)證了聲固耦合模型的正確性。

②通過峰值頻率共振分析，對(duì)峰值頻率53 Hz、140 Hz處的板塊進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析。

③通過模態(tài)應(yīng)變能阻尼位置優(yōu)化前后地板、車門、防火墻等，結(jié)果顯示在53 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低8.31 dB，后排乘客中間位置聲壓值降低5.36 dB。在140 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低4.21 dB，后排乘客中間位置聲壓值降低3.56 dB，降噪效果顯著，較好地提升汽車的NVH性能。