摘要：根據(jù)汽車白車身結(jié)構(gòu)有限元模型建立車身聲固耦合模型。基于聲學(xué)模態(tài)分析理論，進(jìn)而求解聲腔模態(tài)。通過實(shí)車怠速噪聲和車身懸置激勵(lì)力測試車內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)的聲壓值，進(jìn)一步驗(yàn)證聲固耦合模型。通過峰值頻率下的板塊單元貢獻(xiàn)量和模態(tài)應(yīng)變能優(yōu)化分析，汽車車內(nèi)低頻噪聲降低，有利于提升汽車的NVH性能。

　　關(guān)鍵詞：聲學(xué)模態(tài)分析;聲固耦合;模態(tài)應(yīng)變能;板塊單元貢獻(xiàn)

　　隨著人們對汽車要求的升級，動力性、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、舒適性)逐漸成為消費(fèi)者越來越重視的指標(biāo)。汽車駕駛室的振動噪聲直接影響乘員舒適性。汽車室內(nèi)噪聲主要來自低頻噪聲、發(fā)動機(jī)、底盤以及路面等噪聲源對車身薄板件的結(jié)構(gòu)振動輻射。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，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。因此聲固耦合模型能夠更加準(zhǔn)確地描述汽車室內(nèi)的聲場特性。

　　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)澐郑瑢τ谲嚿戆寮�采�?D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10mm。建模過程對尺寸較小的小孔、圓角等進(jìn)行適度簡化，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506156個(gè)，節(jié)點(diǎn)518024個(gè)，三角形單元22668個(gè)，占比4.5%。以白車身為基礎(chǔ)，在白車身模型對應(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。

　　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60mm，劃分后網(wǎng)格單元總數(shù)93286個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)75168個(gè)，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，從而振動相互傳遞。耦合系統(tǒng)的聲壓分布主要由振動邊界條件決定，忽略聲腔系統(tǒng)的空氣介質(zhì)對結(jié)構(gòu)模態(tài)影響。

　　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。聲壓節(jié)線的位置位于車身B柱后部，接近后排座椅，對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，這對室內(nèi)噪聲控制較為有利。

　　4聲固模型試驗(yàn)與整車聲振特性分析

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

　　針對怠速工況下噪聲大、低頻轟鳴聲明顯的車內(nèi)噪聲問題，對怠速工況下車內(nèi)噪聲進(jìn)行頻譜測試，在0Hz～200Hz范圍內(nèi)，根據(jù)《汽車勻速行駛車內(nèi)噪聲測量方法》測試并記錄。

　　噪聲峰值主要分布在4個(gè)頻率即25Hz、53Hz、75Hz、110Hz附近。為進(jìn)一步驗(yàn)證車內(nèi)噪聲是由于發(fā)動機(jī)、底盤等對車身薄板件振動輻射引起的噪聲，對車身懸置點(diǎn)進(jìn)行激勵(lì)力測試，采集怠速工況下10個(gè)車身懸置點(diǎn)的加速度信號。試驗(yàn)分析測試系統(tǒng)采用東華DH5920測試系統(tǒng)，傳感器布置在車身連接處。兩個(gè)試驗(yàn)的聲級計(jì)都布置在駕駛員右耳和后排乘客中間位置處。

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

　　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)測試試驗(yàn)，對兩測點(diǎn)位置的聲壓值進(jìn)行對比。在21Hz～158Hz范圍，仿真模型精度較高，且趨勢近似一致。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，簡化了實(shí)車測試中除了受發(fā)動機(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。

　　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[4]。聲學(xué)靈敏度分析的目的是為了找出聲壓峰值所對應(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。主要在53Hz、95Hz、140Hz等3個(gè)低頻附近，聲壓達(dá)到峰值(忽略高頻160Hz等產(chǎn)生的高分貝聲壓)。

　　4.3整車聲振特性分析

　　在53Hz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53Hz的峰值與激振頻率發(fā)生耦合，引起共振，使得噪聲增大，因而需要對該頻率下的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。同樣，在140Hz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53Hz以及140Hz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，簡化聲學(xué)方程，在車身薄板件表面法線振動速度vn與車內(nèi)聲壓S之間建立起線性關(guān)系。對聲固耦合模型車身懸置點(diǎn)激勵(lì)輸入20Hz～200Hz的單位激勵(lì)，利用lmsvirtuallab計(jì)算各板件的單位面積聲學(xué)貢獻(xiàn)量[5-6]，大部分板塊對聲壓響應(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。53Hz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。

　　140Hz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)的板塊振動速度可以降低對應(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53Hz以及140Hz處的聲壓峰值點(diǎn)的幅值。因此，在53Hz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140Hz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，需要對地板、車門、防火墻做相應(yīng)的涂貼阻尼優(yōu)化。

　　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，對峰值頻率53Hz、140Hz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53Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低8.31dB，后排乘客中間位置聲壓值降低5.36dB。在140Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低4.21dB，后排乘客中間位置聲壓值降低3.56dB，降噪效果顯著，較好地提升汽車的NVH性能。

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　　作者：張杰1，桑建兵2，胡經(jīng)緯1，羅明軍3