微型電動轎車駕駛室內(nèi)的低頻噪聲分析

朱茂桃，樊婷，王中，劉一夫

（江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江，212013）

在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)過程中，駕駛室內(nèi)聲學(xué)舒適性已經(jīng)成為車身設(shè)計(jì)中的重要指標(biāo)，也是用戶所關(guān)心的整車性能指標(biāo)之一。過高的駕駛室內(nèi)噪聲會引起駕駛員及乘客的身體不適，引發(fā)疲勞，誘發(fā)交通事故[1]。因此，世界各國都對汽車噪聲的控制制定了嚴(yán)格的標(biāo)準(zhǔn)，各大汽車制造商也都投入了巨大的人力和物力來研究汽車振動噪聲的發(fā)生機(jī)理與控制方法。

一般汽車乘坐室室內(nèi)表面都裝有裝飾及吸聲材料，對于駕駛室內(nèi)噪聲中的高頻部分有較好的吸收衰減作用，但對于低頻部分收效甚微，該頻段的噪聲給人的主觀感覺是“轟鳴聲”，它能造成乘員的強(qiáng)烈不適感，如暈車等。在如此低的頻段內(nèi)，一般的吸聲措施不起作用；而主動消聲則由于消聲器的尺寸限制也不能很好的工作。目前該頻段的駕駛室內(nèi)噪聲問題，世界各大汽車廠商都尚未很好的解決[2]，仍然是一個(gè)較為棘手的問題。本文的工作主要針對轎車駕駛室內(nèi)低頻噪聲，以轎車駕駛室內(nèi)為研究對象，通過有限元方法進(jìn)行了分析，并通過在結(jié)構(gòu)表面粘貼阻尼片以降低噪聲輻射面板的振動。

1 駕駛室內(nèi)聲腔有限元模型的建立

在簡化模型建立的過程中忽略聲學(xué)貢獻(xiàn)較小的部件，如儀表板、轉(zhuǎn)向盤、扶手、踏板等。在聲學(xué)腔體模型中可以將車門，車窗近似簡化成一個(gè)平面。

在Hyper Mesh中利用結(jié)構(gòu)有限元模型內(nèi)部表面生成封閉的聲腔模型。根據(jù)“每波長六單元”的理想聲學(xué)單元尺寸理論[3]，本文研究的頻率范圍在200 Hz以內(nèi)，所建立的聲單元的尺寸平均為60 mm，建立的駕駛室內(nèi)聲腔有限元模型如圖1所示，可計(jì)算頻率最高可達(dá)471 Hz。

2 駕駛室內(nèi)聲腔模態(tài)分析

取駕駛室內(nèi)空腔中的空氣密度為1.225 kg/m3，聲速340 m/s。將聲腔有限元模型導(dǎo)入SYSNOISE軟件中進(jìn)行計(jì)算。聲學(xué)模態(tài)振型計(jì)算結(jié)果如圖2。

圖2 聲腔各階聲學(xué)模態(tài)振型Fig.2 Acoustic modal shapes of the car compartment cavity

從計(jì)算得出的聲壓云圖可以看出：

（1）聲腔1階模態(tài)為垂直方向第1階聲模態(tài)。聲壓沿著垂直方向變化，節(jié)面的位置出現(xiàn)在車門與頂棚連接處；

（2）聲腔2階模態(tài)為縱向第1階模態(tài)。聲壓沿縱向變化，節(jié)面的位置出現(xiàn)在車身的中部，駕駛員位置位于該區(qū)域，節(jié)面兩側(cè)聲壓的幅值逐漸增大，最大聲壓出現(xiàn)在后部地板與后背門的交匯區(qū)域；

（3）3階模態(tài)是橫向第1階聲模態(tài)，但聲壓的分布并不是嚴(yán)格的橫向分布，并出現(xiàn)一個(gè)節(jié)面位置，駕駛員位置接近于該區(qū)域。最大聲壓值出現(xiàn)在門檻與地板連接處；

（4）4階模態(tài)是縱向第一階和垂直方向第1階聲模態(tài)的組合。最大聲壓出現(xiàn)在前圍及頂棚區(qū)域；

（5）5階模態(tài)是橫向的第一階模態(tài)與縱向的第1階模態(tài)的組合。聲壓近似沿橫向和縱向變化，在縱向和橫向各有一個(gè)節(jié)面，節(jié)線兩側(cè)聲壓逐漸增大，最大聲壓出現(xiàn)在靠近后側(cè)圍、后背門與后地板的交匯區(qū)域；

（6）6階模態(tài)為橫向和垂直方向1階模態(tài)的組合。

該車為單排座車型，可以看出第2、第5及第6階模態(tài)較為有利，駕駛員處于該階模態(tài)節(jié)線位置；第3階模態(tài)屬于有利模態(tài)，駕駛員接近于該階模態(tài)節(jié)線位置附近，處于噪聲較小的聲學(xué)環(huán)境中。第1、第4階模態(tài)為不利模態(tài)。

各階模態(tài)振型頻率如表1所示。

表1 聲腔各階模態(tài)頻率Tab.1 Modal frequency

3 駕駛室內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)預(yù)測與試驗(yàn)對比

諧響應(yīng)分析的作用在于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時(shí)間按正弦規(guī)律變化的載荷作用下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，計(jì)算出結(jié)構(gòu)在一系列頻率下的響應(yīng)并得到不同頻率下單元或節(jié)點(diǎn)的位移或速度響應(yīng)值。該方法用于求解結(jié)構(gòu)或流體在穩(wěn)態(tài)振動激勵(lì)下的響應(yīng)問題，可以幫助設(shè)計(jì)人員預(yù)測結(jié)構(gòu)的持續(xù)動力特性，從而能夠驗(yàn)證其設(shè)計(jì)能否成功地克服共振、疲勞及其他受迫振動所引起的有害效果。

在車身頻率響應(yīng)分析的基礎(chǔ)上，通過諧響應(yīng)分析中的模態(tài)疊加法進(jìn)行駕駛室內(nèi)噪聲的預(yù)測。振型模態(tài)疊加法計(jì)算整車結(jié)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)的優(yōu)點(diǎn)是：消耗的系統(tǒng)資源低，可以使解按結(jié)構(gòu)的固有頻率聚集，使響應(yīng)曲線更平滑[4]。

進(jìn)行車身振動響應(yīng)實(shí)驗(yàn)時(shí)，激勵(lì)力是根據(jù)當(dāng)時(shí)的車速路面條件下通過測量得的，是不斷變化的任意力。由于條件限制論文中進(jìn)行計(jì)算時(shí)采用激勵(lì)力為單位簡諧力，并根據(jù)本車型的驅(qū)動形式假設(shè)動力系統(tǒng)作用力作用在安裝減震器部位的左右減震器支座上，力的方向?yàn)閆向。

為了獲得車身上不同位置的振動情況，通過提取相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)的頻率響應(yīng)值來表示的振動情況，本文提取車身頂棚、車門、前后地板、車身側(cè)圍以及前圍板上的點(diǎn)來分析響應(yīng)情況。

3.1 仿真結(jié)果分析

圖3 為仿真得出的各測點(diǎn)的振動響應(yīng)值。

由計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，車門在40～50 Hz振動幅度最大，在70～80 Hz頂棚、后地板振動較大，前地板及前圍板有較小的振動。各響應(yīng)點(diǎn)最大振幅及出現(xiàn)頻率如表2所示。

3.2 振動噪聲試驗(yàn)

運(yùn)用LMS Test.lab測試系統(tǒng)，采用階次跟蹤方法對轎車駕駛室內(nèi)噪聲和振動進(jìn)行測試，測試在升速階段的噪聲信號及車身、底盤和傳動系統(tǒng)的振動加速度信號，得到整個(gè)車速增加過程中的振動噪聲階次譜圖和頻譜圖，從而分析確定引起駕駛室內(nèi)問題噪聲和振動的主要頻率。

圖3 車身測點(diǎn)的位移頻率響應(yīng)Fig.3 Frequency response of measure point on car body

實(shí)時(shí)采集汽車均勻加速過程中（車輪轉(zhuǎn)速變化范圍為0～600 r/min）車輪轉(zhuǎn)速、麥克風(fēng)及加速度傳感器信號。得到車內(nèi)噪聲及主要測點(diǎn)振動隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系。測試框圖如圖4所示。

表2 響應(yīng)點(diǎn)最大振幅出現(xiàn)頻率段Tab.2 The frequency range of the largest amplitude point

圖4 測試框圖Fig.4 Charts of measure process

3.2.1 試驗(yàn)結(jié)果

經(jīng)軟件處理得駕駛員耳邊噪聲階次瀑布圖及部分測點(diǎn)振動階次譜圖如圖5和圖6。

從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，駕駛室內(nèi)噪聲主要由高頻部分（77階）、低頻部分（40～50 Hz）組成。車門位置的在40～50 Hz有共振出現(xiàn)；頂棚在40～50 Hz段有較多的振動；A柱位置主要是77階振動；前地板77階振動最為劇烈。

3.2.2 理論與實(shí)驗(yàn)的對比分析

圖5 噪聲階次瀑布圖Fig.5 Waterfall plot of noise

圖6 部分測點(diǎn)振動階次譜圖Fig.6 Waterfall plot of vibration

1)對比駕駛室內(nèi)噪聲頻率響應(yīng)有限元的結(jié)果圖3 a，低頻噪聲在40～50 Hz之間有均有峰值出現(xiàn)。而試驗(yàn)的噪聲階次瀑布圖5顯示駕駛室內(nèi)在40～50 Hz有較大低頻的“轟鳴聲”，驗(yàn)證有限元方法該頻段的聲學(xué)性能預(yù)測是準(zhǔn)確的；

2)參考試驗(yàn)結(jié)果中車身上測點(diǎn)的振動瀑布圖6，車門位置在40～50 Hz的振動相當(dāng)劇烈。車身上頂棚、A柱在此頻率段有微弱的振動峰值。對比仿真結(jié)果圖2及表2，車身上車門位置在40～50 Hz位移響應(yīng)最大，其它位置振動均較小。從這一點(diǎn)上看，仿真和試驗(yàn)的結(jié)果也是是一致的；

3)參考駕駛室內(nèi)聲腔模態(tài)振型圖2 a，駕駛室內(nèi)的第一階聲學(xué)模態(tài)在47.7 Hz。且該階模態(tài)下，車門位于該階聲學(xué)模態(tài)振型的波腹位置上，因此該位置的振動輻射聲將被放大，從而對駕駛室內(nèi)40～50 Hz的“轟鳴聲”有一定貢獻(xiàn)；

4）表2顯示，出現(xiàn)振動幅值較大的主要頻率段為70～80 Hz，而試驗(yàn)結(jié)果圖5及圖6顯示駕駛室頂棚部分在70～80 Hz存在較大的噪聲，仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的一致性較好。

綜合以上仿真分析與試驗(yàn)分析結(jié)果，確定40～50 Hz、70～80 Hz為駕駛室內(nèi)噪聲控制的主要頻率段。

4 表面施加阻尼方法的噪聲控制[5]

4.1 駕駛室內(nèi)聲腔邊界元模型的建立

建立的駕駛室內(nèi)聲腔、座椅及場點(diǎn)的邊界元模型如圖7所示。設(shè)置乘座室的室內(nèi)聲腔的空氣介質(zhì)密度為ρ=1.225 kg/m3，聲速為v=340 m/s。

圖7 駕駛室內(nèi)聲腔邊界元模型Fig.7 BEmmodal of interior car compartment cavity

4.2 面板聲學(xué)貢獻(xiàn)度結(jié)果

在LMS Virtual.lab軟件中設(shè)定駕駛員右耳邊為測點(diǎn)，綜合前文聲學(xué)計(jì)算及試驗(yàn)中所反映出來的問題，用駕駛室內(nèi)聲腔邊界元模型分別計(jì)算了47 Hz、77 Hz處的板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度。將該乘坐室的壁板分為前地板、頂棚、后地板、右車門、前圍板、左側(cè)圍、左車門、右側(cè)圍共8個(gè)部分，編號分別為1、2、3、4、5、6、7、8。

板件貢獻(xiàn)計(jì)算結(jié)果分別如圖8，圖9。通過聲學(xué)直方圖能夠清楚的表明不同板件在給定頻率下對駕駛室內(nèi)場點(diǎn)噪聲的聲學(xué)貢獻(xiàn)。

圖8 47 Hz板件聲學(xué)貢獻(xiàn)直方圖Fig.8 Histogram of acoustic contribution at 47 Hz

圖9 77 Hz板件聲學(xué)貢獻(xiàn)直方圖Fig.9 Histogram of acoustic contribution at 77 Hz

聲學(xué)貢獻(xiàn)直方圖8顯示47 Hz左側(cè)和右側(cè)車門的貢獻(xiàn)最大。圖9顯示77 Hz頂棚、左右側(cè)圍為正貢獻(xiàn)且貢獻(xiàn)較大，后地板也有一定正貢獻(xiàn)。

4.3 施加阻尼片噪聲控制

將根據(jù)駕駛室內(nèi)低頻噪聲主要是由車身板件的固有振動產(chǎn)生的輻射聲結(jié)合板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析的結(jié)果，對影響車內(nèi)低頻噪聲較大的板件采取改進(jìn)措施。

4.3.1 阻尼片建模

表面阻尼處理的原理是在板件表面施加阻尼涂層或者阻尼貼片，從而提高阻尼損耗因子，有效抑制振動，減小結(jié)構(gòu)的輻射聲。目前表面阻尼通常有兩種處理的方式，自由阻尼處理和約束阻尼處理。本文采用約束阻尼處理，采用整體劃分單元。根據(jù)以上方法，所建立的模型如圖10，為實(shí)現(xiàn)節(jié)點(diǎn)位移協(xié)調(diào)，在不同層對應(yīng)節(jié)點(diǎn)之間采用剛性單元連接。

圖10 約束阻尼結(jié)構(gòu)有限元模型Fig.10 FE model of free damped plates

4.3.2 阻尼片的施加位置

以板件單元貢獻(xiàn)度為指標(biāo)，確定對車身板件進(jìn)行阻尼處理的位置，對車門和頂棚等位置施加阻尼結(jié)構(gòu)。

4.4 改進(jìn)效果分析

通過聲固耦合的方法，對施加阻尼片前后的車門及頂棚位置的聲壓級進(jìn)行對比。

4.4.1 聲固耦合聲學(xué)響應(yīng)分析

由牛頓力相互作用定理可知，在有限的充滿介質(zhì)的空間里，如果有一振動的物體向周圍輻射噪聲，那么周圍介質(zhì)也同時(shí)對這一物體產(chǎn)生相反的作用，這種相互作用的綜合影響稱之為耦合作用。

將駕駛室聲腔的有限元模型及附加車門后的車身有限元模型以NASTRAN的bdf格式形式導(dǎo)入到LMS Virtual.Lab軟件。采用弱耦合方法，以結(jié)構(gòu)表面的振速作為邊界條件。

由于車身網(wǎng)格和聲學(xué)網(wǎng)格差異較大，所以需要定義一種映射關(guān)系，將車身上的速度邊界條件轉(zhuǎn)移到聲學(xué)網(wǎng)格上，即在一定范圍內(nèi)，用原始網(wǎng)格上幾個(gè)對應(yīng)的點(diǎn)對應(yīng)目標(biāo)網(wǎng)格上的一個(gè)點(diǎn)。

結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與聲學(xué)網(wǎng)格的轉(zhuǎn)換關(guān)系如圖11。

圖11 節(jié)點(diǎn)振動速度數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)移示意圖Fig.11 Schematic diagramfor transfer of vibration speed

4.4.2 車門

對車門進(jìn)行模態(tài)分析，圖12 a為47 Hz的振型圖，該頻率處車門位置板件彎曲振動較大。

在兩側(cè)車門振動較大的位置均施加阻尼片后再次進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，結(jié)果如圖12 b，可見改進(jìn)前最大振幅為6.257 E+01 mm，改進(jìn)后最大振動幅度為5.589 E+01 mm，振幅減小但振型沒有發(fā)生變化。用聲固耦合法進(jìn)行改進(jìn)后駕駛室內(nèi)駕駛員耳邊聲壓級的有限元計(jì)算，仿真計(jì)算結(jié)果如圖13所示，其中實(shí)線為貼阻尼片之前的聲壓值，虛線為粘貼阻尼之后的聲壓值。

圖12 施加阻尼片前后模態(tài)振幅的對比Fig.12 Comparison of before and after damping treatment

圖13 施加阻尼片前后聲壓級的對比Fig.13 Comparison of before and after damping treatment

從改進(jìn)后的計(jì)算結(jié)果來看，該措施對駕駛室內(nèi)47 Hz噪聲的效果相當(dāng)明顯，聲壓級降低10 dB，峰值明顯減小。

4.4.3 頂棚、側(cè)圍

按照車門施加阻尼的方法，在駕駛室內(nèi)后頂棚、側(cè)圍振動較大的區(qū)域布置阻尼材料來減小該頻率處的振動，用聲固耦合法進(jìn)行改進(jìn)后駕駛室內(nèi)駕駛員耳邊聲壓級的有限元計(jì)算，仿真計(jì)算結(jié)果如圖14。

從計(jì)算結(jié)果可以看出頂棚后部、側(cè)圍貼阻尼片對77 Hz左右位置的噪聲有一定的積極作用，雖然不能消除該頻率段的峰值，但是該位置噪聲峰值有一定減小，大約可以減小5 dB，可見阻尼片對低頻結(jié)構(gòu)噪聲減振降噪起到了作用。

圖14 施加阻尼片前后聲壓級的對比Fig.14 Comparison of before and after damping treatment

5 結(jié)語

建立了聲腔有限元和邊界元模型，計(jì)算了駕駛室內(nèi)模態(tài)頻率和模態(tài)振型圖并預(yù)測了駕駛室內(nèi)的聲學(xué)響應(yīng)。進(jìn)行了駕駛室內(nèi)振動噪聲試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果一定程度上驗(yàn)證了仿真的正確性。用邊界元方法分析了問題頻率下車身主要面板的聲學(xué)貢獻(xiàn)度，據(jù)此提出了對問題板件采取粘貼阻尼片的方法。最后驗(yàn)證了阻尼片對低頻結(jié)構(gòu)噪聲減振降噪起到了作用。

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