馮蘭芳，邢志偉，惠延波，王宏曉，夏兆義

(河南工業(yè)大學機電工程學院，河南鄭州450007)

0 引言

在車輛設(shè)計階段進行噪聲模擬可以很好地對結(jié)構(gòu)設(shè)計起到指導作用，以達到在設(shè)計初期就考慮到車身NVH性能的目的.陳昌明等人利用Sysnoise軟件，結(jié)合有限元與邊界元法對車內(nèi)噪聲進行了仿真分析.王登峰等人使用統(tǒng)計能量解析法(SEA)對某國產(chǎn)轎車的車內(nèi)噪聲做出預測分析并與實驗做出了比較.

汽車車身內(nèi)部噪聲的激勵源主要是動力總成與路面激勵等［1］.由于條件限制，筆者主要模擬一定等級路面行駛中所產(chǎn)生的車內(nèi)聲學響應(yīng)，而將動力總成考慮為特定轉(zhuǎn)速，把路面激勵當做主要的激勵源來處理.使用Matlab/simulink來編制路面譜文件，使多體動力學模型在所編制的路面上進行仿真，從而得到由路面對車身結(jié)構(gòu)的激勵信號，并將其利用傅里葉變換轉(zhuǎn)成頻域信號，并加載到在Hypermesh中所建立的車身聲固耦合模型上，利用Nastran SOL111進行求解，以獲得車內(nèi)特定位置的噪聲水平.

1 路面譜的建立

首先使用Matlab/simulink軟件進行路面高程數(shù)據(jù)的生成，目前進行道路高程數(shù)據(jù)的生成的方法［2］有白噪聲濾波法、諧波疊加法、離散時間序列生成法、PSD離散采樣模擬方法等.由于白噪聲濾波法有較強的理論性并且仿真速度較快，所以這里是使用白噪聲濾波法進行的.

由《車輛振動輸入-路面平度表示方法》中可知，當車輛以速度u勻速行駛，由于ω=2πf，時域路面不平度功率譜密度表示為［3］

當ω→0時，G(ω)→∞.因此，考慮下截止角頻率后，實用功率密度可以表示為

式中:ω0為下截止角頻率;no為參考空間頻率no=0.1 m-1.

式(2)可視為白噪聲激勵的一階線性系統(tǒng)的響應(yīng).由隨機振動理論式中H(ω)為頻響函數(shù)，Sω為白噪聲W(t)的功率譜密度，取 Sω=1，所以，

即可推出下式:

式中:n00為下截止空間頻率，n00=0.011 m-1;Gq(n0)為路面不平度系數(shù)，m-3;W(t)均值為零的高斯白噪聲;q(t)路面隨機高程位移，m［4］.

在Matlab/simulink中根據(jù)式(4)建立仿真模型如圖1所示.

圖1 路面高程數(shù)據(jù)仿真框圖Fig.1 Road elevation data simulation diagram

圖1 中的Y是來自Matlab自帶的高斯白噪聲函數(shù)wgn，生成的一組符合白噪聲分布的隨機數(shù).這里選取白噪聲功率為20 dB，車輛速度16 m/s，路面等級參數(shù)Gq(n0)=2.56×10-4為 C級路面的不平度系數(shù)幾何平均值.生成了兩列800 m的路面隨機高程仿真數(shù)據(jù)，如圖2所示.

圖2 C級路面高程數(shù)據(jù)Fig.2 Grade C road elevation data

將由兩列不同隨機數(shù)生成的路面高程數(shù)據(jù)分別作為左右兩側(cè)輪的激勵編制在同一路面文件之中.

2 整車多體動力學建模與仿真

根據(jù)分析軟件Adams/car［5］調(diào)用車輛底盤結(jié)構(gòu)模板，通過適當關(guān)鍵參數(shù)的修改以達到樣車的動力學特性.例如懸架的彈簧阻尼系統(tǒng)、傳向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、動力系統(tǒng)等各個子系統(tǒng)的多體動力學參數(shù).這里將車身結(jié)構(gòu)以及對底盤中影響較大的橫向穩(wěn)定桿使用Nastran生成柔性體MNF文件代替原來的剛體結(jié)構(gòu)，板簧這里使用三段式板簧來模擬其非線性的受力狀況，其他部件均為剛體，組成剛?cè)狁詈夏Ｐ停?］.并將上述中生成的C級路面導入Adams/car中進行仿真，如圖3所示.這里控制文件設(shè)置為直線，以16 m/s行駛800 m，提取底盤與車身連接處的軸向力載荷，這里總共15個連接處，包括前懸架與車身連接處、板簧與吊耳連接處、副車架與擺臂連接處等.仿真步長設(shè)置為0.025 s，仿真時間50 s，路面文件使用前述已編制好的C級路面.

圖3 整車多體動力學仿真Fig.3 The vehiclemulti-body dynam ics simulation

在Adams/car中建模時，在底盤與車身連接處設(shè)置request，以獲得相應(yīng)的軸向載荷信息，并將發(fā)動機以一定工況轉(zhuǎn)速設(shè)置，直接以該工況下發(fā)動機懸置處激勵為相應(yīng)載荷信息，這里共獲得了15個連接處的45組激振力時域信號.由于噪聲分析通常是在頻域中進行的，用Adams/Post-Processor中自帶的FFT變換工具對已獲得時域載荷進行頻譜分析并轉(zhuǎn)成頻域信號，由于是多通道載荷同時作用，所以進行FFT變換時同時生成幅頻信號與相頻信號.圖4為懸架右側(cè)滑柱與車身連接處垂直方向的激振力時域信號和幅頻信號及相頻信號.

圖4 右側(cè)滑柱對車身垂向激勵Fig.4 The right column on the slide body vertical incentive

3 車身結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

采用Hypermesh前處理軟件對車身進行有限元網(wǎng)格劃分，由于車身主要是鈑金件構(gòu)成的，使用殼單元進行劃分并保證大部分為quad4的四邊形單元，并控制三角型單元比例在5%以內(nèi).膠粘連接用相應(yīng)的Glue單元模擬，焊點連接用一維的Cweld單元模擬，螺栓連接使用剛性的reb2單元模擬，發(fā)動機、座椅等集中質(zhì)量使用CONM2單元模擬并使用reb3單元進行連接，并且對內(nèi)飾等非結(jié)構(gòu)質(zhì)量直接均布到相應(yīng)位置的單元節(jié)點上.由于要考慮車內(nèi)聲場，所以儀表盤結(jié)構(gòu)也考慮在其中.模型中共包括1 088 780個殼單元，486 578個體單元.如圖5所示為車身結(jié)構(gòu)的有限元模型.

圖5 車身有限元模型Fig.5 FEMof body

部分板件模態(tài)如表1所示.由Nastran求解車身模態(tài)可知，在20～200 Hz分布著830階模態(tài).

表1 車身部分板件模態(tài)Tab.1 The partmodal of the body plate

4 聲腔有限元模型的建立

聲固耦合有限元方程如下［7］:

式中:MSS、KSS分別為車身結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣與剛度矩陣;Mff、Kff分別為聲腔的聲學質(zhì)量矩陣與聲學剛度矩陣;S為車身的結(jié)構(gòu)聲學耦合矩陣;u為結(jié)構(gòu)位移矢量;FS為施加于結(jié)構(gòu)的外力矢量;ρ0為空氣密度;c0為空氣中的聲速.

為了進行車內(nèi)聲場的聲固耦合分析和指定點聲壓的分析，將車內(nèi)空腔劃分為聲學單元，用四面體單元進行模擬，聲學單元理想長度約為每個波長6個單元［8］，將聲學單元大小控制在40～50 mm之間.考慮到座椅對聲場有一定的影響，將座椅也進行聲學四面體單元劃分，如圖6所示.對聲學材料使用流體材料MAT10，并對空氣與座椅分別附以不同的體積常數(shù)，在進行耦合分析時由《MD Nastran Dynamic Analysis User’s Guide》可知，使用ACMODL卡片使車身結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與聲學網(wǎng)格進行耦合.

圖6 車內(nèi)聲腔有限元模型Fig.6 FEMof body interior acoustic

車內(nèi)聲腔模態(tài)分布如表2所示，由Nastran求解聲腔的模態(tài)可知，在20～200 Hz范圍內(nèi)分布著16階模態(tài).

表2 車內(nèi)聲腔模態(tài)Tab.2 Themodal of body interior acoustic

由表1與表2可以看出，對聲壓影響較大的車身板件模態(tài)主要集中在20～100 Hz間，而聲腔模態(tài)主要集中在100～200 Hz間.但在聲場與車身板件的耦合作用下模態(tài)分布會有所改變，100 Hz以下主要由車身板件模態(tài)與前兩階聲腔模態(tài)影響，而100 Hz以上易受到聲腔模態(tài)影響.另外，由于路面激勵主要集中在50 Hz以下，所以噪聲聲壓主要集中在較低的頻率段.

使用SOL111做頻響分析，將駕駛員坐席的水平橫坐標向右到座椅中心面距離200±20 mm處作為檢測點，得出在上述模擬中路面激勵對車身結(jié)構(gòu)激勵所產(chǎn)生聲場的頻率分布，如圖7所示為聲壓級的頻率分布.

由圖7可以看出，C級路面激勵所產(chǎn)生的聲壓級噪聲主要集中在100 Hz以下，隨著頻率的升高聲壓級趨勢趨于降低，符合現(xiàn)實中路面激勵產(chǎn)生低頻噪聲的感受，所模擬駕駛員座椅處噪聲峰值出現(xiàn)在30 Hz左右約為70 dB.圖8為駕駛員座椅測量點的聲壓級分布樣車測量值與分析預測值對比.可以看出，樣車進行路試時對駕駛員右耳處進行聲壓級測量所得數(shù)據(jù)趨勢與聲固耦合有限元模型分析基本一致，由于預測模型中沒有考慮內(nèi)飾的吸聲作用與空氣噪聲等原因，所以總體聲壓級與預測值相比較低.

5 結(jié)論

筆者建立了某微客剛?cè)狁詈隙囿w動力學模型，并在由Matlab/simulink生成的C級路面上仿真得到了車身與底盤連接處的激勵信號，將激勵以頻域信號的方式加載在車身的聲固耦合模型之上，得出駕駛員位置的聲壓響應(yīng)并與樣車測量值進行對比，可看出試驗中聲壓基本分布趨勢與分析結(jié)果基本一致，并說明這種方法在工程實踐中的可行性.

［1］ 何渝生.汽車噪聲控制［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1999.

［2］ 張永林，鐘毅芳.車輛路面不平度輸入的隨機激勵時域模型［J］.農(nóng)業(yè)機械學報，2004，35(2):9-12

［3］ GB 7031—1986，車輛振動輸入-路面不平度表示方法［S］.北京:中國標準出版社，1987.

［4］ 陳杰平，陳無謂，祝輝，等.基于 matlab/simulink的隨機路面建模與不平度仿真［J］.農(nóng)業(yè)機械學報，2010，41(3):11-15.

［5］ 陳軍.ADAMS技術(shù)與工程分析實例［M］.北京:中國水利水電出版社，2008:56-208.

［6］ NOVA M，TAMBURRO A.Noise and vibration reduction for small/medium carmarket segment:an innovative approach for engineering design and manufacturing［J］.Automotive Vehicle Technologies，1997，51(3)118-124.

［7］ 龐建，諶剛，何華.汽車噪聲與振動［M］.北京:北京理工大學出版社，2006:43-47.

［8］ 李波，鄧兆翔，高書娜.車身結(jié)構(gòu)修改對車內(nèi)低頻噪聲的影響［J］.機械設(shè)計與制造，2011，49(3):92-94.