張立軍 宋然 孟德建

（同濟(jì)大學(xué)，上海 201804）

車身側(cè)圍空腔阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲影響的仿真分析

張立軍 宋然 孟德建

（同濟(jì)大學(xué)，上海 201804）

為明確阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響，基于有限元方法建立了阻隔結(jié)構(gòu)模型、整車模型、車內(nèi)空腔模型及聲固耦合模型，通過系統(tǒng)固有特性、激勵(lì)點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的頻響函數(shù)、板件貢獻(xiàn)量和降噪量的計(jì)算，分析了阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響機(jī)理和降噪性能。結(jié)果表明，阻隔結(jié)構(gòu)可以改善車身阻尼特性，抑制板件共振，降低結(jié)構(gòu)噪聲。

1 前言

車身側(cè)圍一般由內(nèi)、外兩層鈑金焊接在一起構(gòu)成，并與頂蓋和前圍、地板等結(jié)構(gòu)相連，在A柱、B柱、C柱及頂梁和門檻梁等結(jié)構(gòu)內(nèi)部形成空腔，本文統(tǒng)稱為車身側(cè)圍空腔。側(cè)圍空腔同時(shí)與乘員艙和外部環(huán)境相通，外部環(huán)境中的噪聲就會(huì)侵入乘員艙[1]，影響車內(nèi)聲學(xué)品質(zhì)。針對(duì)該問題，國(guó)內(nèi)外研究中通常在車身側(cè)圍空腔內(nèi)設(shè)置阻隔結(jié)構(gòu)，阻斷噪聲的傳播。

目前，針對(duì)阻隔結(jié)構(gòu)降噪性能的研究中，主要有試驗(yàn)[2～6]和仿真[7～8]兩種方法。文獻(xiàn)[2]～文獻(xiàn)[4]通過部件級(jí)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)中高頻噪聲有較好的插入損耗性能，且其性能受材料的質(zhì)量、剛度、厚度等影響；文獻(xiàn)[5]、文獻(xiàn)[6]開展了有、無阻隔結(jié)構(gòu)條件下的白車身空腔隔聲試驗(yàn)，比較了不同種類的空腔阻隔結(jié)構(gòu)在中高頻段的隔聲性能。文獻(xiàn)[7]、文獻(xiàn)[8]采用統(tǒng)計(jì)能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）方法發(fā)現(xiàn)阻隔結(jié)構(gòu)改善了車身側(cè)圍聲能量的分布，且其對(duì)中高頻噪聲的抑制效果尤其顯著，并通過整車試驗(yàn)對(duì)降噪效果進(jìn)行了驗(yàn)證。以上研究結(jié)果均表明，在車身側(cè)圍空腔設(shè)置阻隔結(jié)構(gòu)可以保護(hù)車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境，有效控制乘員艙噪聲水平。車內(nèi)噪聲主要集中在中低頻段，但目前關(guān)于阻隔結(jié)構(gòu)的研究中，對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響研究較少，其影響機(jī)理和降噪性能尚不明確。

本文針對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲，對(duì)阻隔結(jié)構(gòu)以及整車建立有限元模型，開展考慮阻隔結(jié)構(gòu)情況下的車內(nèi)噪聲耦合聲場(chǎng)分析，以明確阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響機(jī)理和降噪性能，為車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)以及阻隔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù)。

2 阻隔結(jié)構(gòu)及其在車身上的配置位置

目前，應(yīng)用到車身側(cè)圍空腔中的阻隔結(jié)構(gòu)主要分為2種，即常溫固化注射式阻隔結(jié)構(gòu)和高溫固化裝配式阻隔結(jié)構(gòu)，如圖1所示。常溫固化注射式阻隔結(jié)構(gòu)的泡沫楊氏模量大，對(duì)結(jié)構(gòu)有強(qiáng)化作用，但其用量較大，對(duì)車身質(zhì)量增加明顯，需要額外的工序注射，設(shè)備成本較高。高溫固化裝配式阻隔結(jié)構(gòu)的泡沫楊氏模量小，質(zhì)量輕，密封效果好，在車身電泳烘干過程中發(fā)泡，不需要額外的工藝流程。本文選擇高溫固化裝配式阻隔結(jié)構(gòu)，研究其低頻結(jié)構(gòu)噪聲影響機(jī)理和降噪性能。

在某車型上，依據(jù)側(cè)圍空腔內(nèi)噪聲傳播路徑（見圖2）確定阻隔結(jié)構(gòu)的配置位置，如圖3所示。在單側(cè)車身側(cè)圍空腔內(nèi)設(shè)置7個(gè)阻隔結(jié)構(gòu)，編號(hào)分別為A～G，全車對(duì)稱布置，共計(jì)14個(gè)。

圖3 阻隔結(jié)構(gòu)配置位置

3 仿真模型建立

3.1 阻隔結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性建模

以阻隔結(jié)構(gòu)D為例，介紹建模流程與方法。

該空腔阻隔結(jié)構(gòu)的三維幾何模型如圖4所示，該阻隔結(jié)構(gòu)由密封膨脹膠（材料為EVA）和塑料支撐板（材料為PA66）組成，塑料支撐板下方設(shè)有用于定位的卡扣。實(shí)際阻隔結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，且密封膨脹膠發(fā)泡后形狀難以預(yù)測(cè)，所以在不影響其動(dòng)力學(xué)特性的前提下簡(jiǎn)化建模。

圖4 阻隔結(jié)構(gòu)（發(fā)泡前）幾何模型

密封膨脹膠發(fā)泡后體積膨脹率可達(dá)8～12倍[8]，未發(fā)泡時(shí)的密封膨脹膠截面尺寸一般為4 mm×4 mm，假設(shè)膨脹膠發(fā)泡后截面形狀為矩形，體積膨脹率按9倍計(jì)算，發(fā)泡后截面尺寸為12 mm×12 mm，本文中模型發(fā)泡后截面邊長(zhǎng)為10～15 mm?？蹖?shí)際結(jié)構(gòu)復(fù)雜，空間尺寸較小，在建模時(shí)將其簡(jiǎn)化為支板。密封膨脹膠發(fā)泡后阻隔結(jié)構(gòu)模型如圖5所示。

圖5 阻隔結(jié)構(gòu)（發(fā)泡后）幾何模型

參照?qǐng)D3阻隔結(jié)構(gòu)配置示意圖以及阻隔結(jié)構(gòu)安放位置處空腔截面形狀，依次創(chuàng)建各個(gè)阻隔結(jié)構(gòu)的幾何模型和有限元模型，如圖6所示。本文中模態(tài)分析基于MSC.Nastran平臺(tái)，發(fā)泡后的膨脹膠有限元單元類型為體單元，設(shè)定其單元尺寸為8 mm，主要為CHEXA六面體單元和CPENTA五面體單元以及CTETRA四面體單元，塑料支撐板和卡扣有限元單元類型為殼單元，單元尺寸為8 mm，設(shè)定厚度為2 mm，主要為CQUAD4四邊形單元和少量的CTRIA3三角形單元。具體單元?jiǎng)澐智闆r如表1所示。

圖6 阻隔結(jié)構(gòu)有限元模型

表1 阻隔結(jié)構(gòu)有限元模型單元統(tǒng)計(jì)

阻隔結(jié)構(gòu)的材料屬性如表2所示，側(cè)圍空腔中配置的14處阻隔結(jié)構(gòu)總質(zhì)量為0.277 kg。

表2 材料屬性

3.2 含阻隔結(jié)構(gòu)的整車有限元模型創(chuàng)建

創(chuàng)建白車身有限元模型，進(jìn)行模態(tài)分析，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，前4階整體模態(tài)結(jié)果如表3所示。仿真與試驗(yàn)結(jié)果中模態(tài)振型一致，模態(tài)頻率差值在±3%以內(nèi)，驗(yàn)證了白車身有限元模型的準(zhǔn)確性。

表3 白車身模態(tài)結(jié)果對(duì)比

在白車身有限元模型的基礎(chǔ)上，創(chuàng)建前、后車門有限元模型，并與白車身連接，組成整車有限元模型，如圖7所示。車門與車身連接部分主要由車門鉸接和車門鎖扣組成，車門鉸接采用RBE2剛性單元模擬，不限制Z軸旋轉(zhuǎn)自由度，車門鎖扣采用RBE2剛性單元模擬，不限制X軸旋轉(zhuǎn)自由度[9]。

圖7 整車結(jié)構(gòu)有限元模型

膨脹膠發(fā)泡后與側(cè)圍空腔內(nèi)壁“粘連”在一起，卡扣與空腔板件上預(yù)設(shè)的安裝孔相連。在建立有限元模型時(shí)采用RBE2剛性單元將阻隔結(jié)構(gòu)與側(cè)圍空腔壁板對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)連接，限6個(gè)自由度。

含阻隔結(jié)構(gòu)的整車有限元模型建立完成后，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，驗(yàn)證所建立模型的有效性，同時(shí)為后續(xù)聲場(chǎng)分析提供數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。在進(jìn)行整車有限元模型耦合聲場(chǎng)分析時(shí)需要額外添加1%的模態(tài)阻尼比[10～11]，根據(jù)復(fù)阻尼理論，結(jié)構(gòu)阻尼系數(shù)G和阻尼比δ之間存在如下關(guān)系[12]：

利用MSC.Nastran軟件的PARAM模塊定義G=0.02。對(duì)于一般的振動(dòng)阻尼系統(tǒng)，需要復(fù)模態(tài)分析的方法實(shí)現(xiàn)方程的解耦[13]。利用MSC.Nastran的復(fù)模態(tài)分析模態(tài)法求解器SOL110對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，前4階整體模態(tài)振型及模態(tài)頻率如表4所示。由于添加車門引起質(zhì)量和剛度的改變，相較于白車身模態(tài)分析結(jié)果，整車模態(tài)振型基本不變，模態(tài)頻率有±4 Hz的變化。

表4 整車模態(tài)振型

3.3 乘員艙空腔有限元模型創(chuàng)建

進(jìn)行車內(nèi)聲場(chǎng)預(yù)測(cè)分析需要對(duì)乘員艙空腔進(jìn)行有限元模型創(chuàng)建，以便分析其聲學(xué)模態(tài)[13]，驗(yàn)證模型有效性，得到可用于聲場(chǎng)分析的有限元模型。利用三維制圖軟件CATIA創(chuàng)建乘員艙空腔幾何模型，利用有限元前處理軟件Hypermesh創(chuàng)建有限元模型。圖8所示為含座椅的乘員艙空腔幾何模型和有限元模型，單元大小為60 mm，全部為CTETRA四面體單元，單元數(shù)量為49 942個(gè)。定義空腔材料為空氣，并分別定義空氣的體積模量為0.142 MPa，密度為1.23 kg/m3。

圖8 含座椅乘員艙空腔模型

利用MSC.Nastran的模態(tài)分析求解器SOL103計(jì)算乘員艙空腔聲學(xué)模態(tài)，提取的前6階模態(tài)振型及模態(tài)頻率如表5所示。

表5 聲學(xué)模態(tài)振型

聲學(xué)模態(tài)的模態(tài)振型和模態(tài)頻率主要取決于乘員艙的幾何形狀，且空腔模態(tài)振型基本呈左右對(duì)稱分布。聲學(xué)模態(tài)分析驗(yàn)證了乘員艙空腔模型的有效性，得到了聲場(chǎng)分析的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

3.4 聲場(chǎng)分析耦合模型建立

耦合模型建立及聲場(chǎng)分析采用LMS.Virtual.Lab軟件的Acoustics聲學(xué)模塊[14]進(jìn)行。

a.定義場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格，生成包絡(luò)網(wǎng)格。在Virtual.Lab中導(dǎo)入結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算結(jié)果文件和乘員艙空腔聲學(xué)模態(tài)計(jì)算結(jié)果，并定義場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格。場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格上的每個(gè)節(jié)點(diǎn)相當(dāng)于1個(gè)聲壓傳感器，這里設(shè)置駕駛員和乘員頭部的2個(gè)球狀網(wǎng)格。包絡(luò)網(wǎng)格是空腔有限元實(shí)體網(wǎng)格的外網(wǎng)格，通過其建立結(jié)構(gòu)和空腔的耦合。場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格和包絡(luò)網(wǎng)格如圖9所示。

圖9 場(chǎng)點(diǎn)和包絡(luò)網(wǎng)格

b.定義座椅、內(nèi)飾組。分別定義座椅組和內(nèi)飾組，并賦予其吸聲屬性。座椅組為前、后座椅表面，內(nèi)飾組主要包括頂棚、車門、包裹架、前圍板、地板以及中央通道，如圖10所示。座椅組和內(nèi)飾組的材料吸聲屬性定義為材料的聲阻抗[14]，如表6所示。

圖10 座椅、內(nèi)飾組

表6 座椅、內(nèi)飾組吸聲屬性

c.定義載荷。發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的貢獻(xiàn)最大，故將激勵(lì)點(diǎn)施加在發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置點(diǎn)，以便得到激勵(lì)點(diǎn)到人耳的傳遞特性。定義大小為1 N，頻率范圍為20～200 Hz的掃頻激勵(lì)，作用方向沿Z向正向，施加在發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置點(diǎn)，如圖11所示。

圖11 激振力施加位置

4 結(jié)果分析

通過建立結(jié)構(gòu)及乘員艙空腔有限元模型，完成了聲固耦合模型的建立與仿真，在此基礎(chǔ)上，通過結(jié)構(gòu)固有特性及內(nèi)部噪聲的對(duì)比分析，明確阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響機(jī)理和降噪性能。

4.1 結(jié)構(gòu)固有特性分析

4.1.1 白車身模態(tài)試驗(yàn)

分別在有、無阻隔結(jié)構(gòu)的情況下進(jìn)行白車身模態(tài)試驗(yàn)，并對(duì)比前4階整體模態(tài)的模態(tài)振型，頻率和阻尼比。對(duì)比發(fā)現(xiàn)，增加阻隔結(jié)構(gòu)后，模態(tài)振型不變，頻率變化微小，模態(tài)阻尼比有較為明顯的增加，如表7所示。

表7 白車身阻尼比

4.1.2 整備車身模態(tài)仿真

通過復(fù)模態(tài)分析可以得到阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)整備車身（Trimmed Body）固有特性的影響，同樣發(fā)現(xiàn)增加阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)模態(tài)振型以及模態(tài)頻率影響微小，模態(tài)阻尼比有一定的增加，如表8所示。

表8 整備車身阻尼比

對(duì)于整備車身，由于考慮了內(nèi)飾，密封條等的阻尼作用[15]，阻尼比要高于白車身，加入阻隔結(jié)構(gòu)后阻尼比增量相對(duì)較小，在低頻段有約2%～4%的增加量，而阻尼比的增加具有抑制噪聲的作用。

4.2 內(nèi)部噪聲對(duì)比分析

4.2.1 頻率響應(yīng)函數(shù)

提取場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格中駕駛員左耳位置處的聲壓級(jí)作為輸出點(diǎn)響應(yīng)，求解有、無阻隔結(jié)構(gòu)時(shí)激勵(lì)位置到駕駛員左耳的頻率響應(yīng)函數(shù)，如圖12所示。

由激勵(lì)點(diǎn)至駕駛員左耳的頻率響應(yīng)函數(shù)可以看出，當(dāng)有阻隔結(jié)構(gòu)時(shí)，激勵(lì)點(diǎn)至響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)幅值在主要峰值頻率上均有下降，在120～150 Hz頻段內(nèi)尤為明顯，達(dá)到2 dB（A）。該頻段峰值頻率136 Hz的產(chǎn)生主要與聲學(xué)模態(tài)第4階（表5）相關(guān)，此時(shí)聲學(xué)模態(tài)振幅最大的位置出現(xiàn)在車身側(cè)圍，易與側(cè)圍板件產(chǎn)生共振，引起空腔共鳴，有阻隔結(jié)構(gòu)時(shí)，側(cè)圍板件的振動(dòng)受到抑制，共振效應(yīng)減輕，進(jìn)而降低了頻率響應(yīng)函數(shù)的幅值。

圖12 激勵(lì)點(diǎn)至響應(yīng)點(diǎn)頻率響應(yīng)函數(shù)

4.2.2 板件貢獻(xiàn)量

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置點(diǎn)激勵(lì)下的響應(yīng)做板件貢獻(xiàn)量分析，可以得到加入阻隔結(jié)構(gòu)前、后所關(guān)心頻率下的板件貢獻(xiàn)情況，驗(yàn)證阻隔結(jié)構(gòu)的降噪機(jī)理。

136 Hz頻率下板件貢獻(xiàn)量如圖13所示。由圖13可知：無阻隔結(jié)構(gòu)時(shí)對(duì)駕駛員左耳貢獻(xiàn)量最大的板件為左側(cè)圍、頂棚和右側(cè)圍；加入阻隔結(jié)構(gòu)后，其高阻尼特性使側(cè)圍板件的振動(dòng)受到抑制，左、右側(cè)圍的聲學(xué)貢獻(xiàn)量明顯下降，因此該頻率下頻響函數(shù)的幅值明顯降低。在150 Hz后，聲學(xué)模態(tài)振幅最大的位置不再是車身側(cè)圍，此時(shí)阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)噪聲的抑制效果不明顯。

圖13 136 Hz頻率下板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量

4.2.3 降噪量

在20～200 Hz頻段內(nèi)計(jì)算單位質(zhì)量阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的抑制量，評(píng)價(jià)加入阻隔結(jié)構(gòu)后的實(shí)際降噪性能。

發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置點(diǎn)單位激勵(lì)至駕駛員左耳的降噪效果為0.83 dB（A）/kg，說明阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)于低頻結(jié)構(gòu)噪聲有較好的降噪性能。

5 結(jié)束語

本文研究了阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響，建立了阻隔結(jié)構(gòu)低頻降噪性能的有限元分析方法，通過仿真明確了阻隔結(jié)構(gòu)對(duì)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響機(jī)理和降噪性能。結(jié)果表明，阻隔結(jié)構(gòu)可以增加整車模態(tài)阻尼比，減輕某些頻率下與乘坐室空腔的共振效應(yīng)，降低側(cè)圍板件的聲學(xué)貢獻(xiàn)量，進(jìn)而抑制噪聲。該分析方法可為后續(xù)的阻隔結(jié)構(gòu)配置和正向設(shè)計(jì)提供參考。

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15 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng).北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

（責(zé)任編輯斛 畔）

修改稿收到日期為2016年9月22日。

Simulation Analysis on the Effect of Cavity Filler Block in Car Body Sidewall on Low-Frequency Structure-Borne Noise

Zhang Lijun,Song Ran,Meng Dejian
（Tongji University,Shanghai 201804）

In order to determine the effect of cavity filler block on interior low-frequency structure-borne noise,the cavity filler block model,vehicle model,passenger compartment model and acoustic-structure coupled model were built based on FEA method,which are used to analyze the mechanism and noise reduction performance of cavity filler block on low-frequency structure-borne noise by natural characteristics of the system and FRF from excitations to response points and panel contribution analysis and noise reduction.Results showed that the cavity fillers can improve the damping characteristics of car body,suppress the resonant vibration and reduce the structure-borne noise.

Car body sidewall,Cavity filler block,Modeling,Structure-borne noise,Noise reduction performance

車身側(cè)圍 阻隔結(jié)構(gòu) 建模 結(jié)構(gòu)噪聲 降噪性能

U463.83

A

1000-3703（2016）12-0025-05