侯獻(xiàn)軍 郭金 杜松澤 郭彩祎

（現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)試驗(yàn)室 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢 430070）

1 前言

汽車車身薄壁板件在受到激振作用時(shí)會(huì)產(chǎn)生輻射噪聲，這種輻射噪聲以20～200 Hz的低頻噪聲為主，通過對(duì)噪聲貢獻(xiàn)量較大的板件結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化抑制其振動(dòng)，可達(dá)到降低噪聲的目的[1-3]。

相關(guān)學(xué)者對(duì)基于板件貢獻(xiàn)量的車內(nèi)降噪方法進(jìn)行了研究。如，張立軍等人[4-5]基于有限元方法，采用阻隔結(jié)構(gòu)降低對(duì)應(yīng)板件的噪聲貢獻(xiàn)量；靳暢等人[6-7]通過建立以車身板件厚度與阻尼厚度為變量，板件振速為目標(biāo)的非線性的響應(yīng)面模型，確定了阻尼材料的粘貼厚度和種類；張一麟[8]通過頻響函數(shù)對(duì)板件貢獻(xiàn)量進(jìn)行了分析。以上研究中對(duì)于噪聲問題頻率的分析主要依靠試驗(yàn)測(cè)試，未考慮結(jié)構(gòu)與聲腔模態(tài)的對(duì)應(yīng)關(guān)系，而且針對(duì)板件結(jié)構(gòu)的改進(jìn)只是單純地增加厚度或?qū)⒔Y(jié)構(gòu)表面全部覆蓋阻尼材料，造成車身質(zhì)量增加和制造成本升高。

本文通過對(duì)車內(nèi)噪聲的測(cè)試分析，結(jié)合車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率，確定了車內(nèi)噪聲的主要貢獻(xiàn)頻率，并基于聲振耦合模型找出了噪聲貢獻(xiàn)量最大的板件，通過對(duì)板件結(jié)構(gòu)模態(tài)分析確定了阻尼材料的最佳粘貼位置，同時(shí)優(yōu)化了阻尼材料厚度，通過實(shí)車測(cè)試驗(yàn)證了該方案的可行性。

2 車身有限元模型及聲模態(tài)分析

2.1 車身有限元模型建立

以某B級(jí)乘用車車身結(jié)構(gòu)及鈑金件為研究對(duì)象，建立其有限元計(jì)算模型并進(jìn)行校準(zhǔn)。由于車身板件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，所以建立模型時(shí)對(duì)車身進(jìn)行了合理的簡(jiǎn)化，采用RBE2單元進(jìn)行剛性連接。定義車身板件材料密度為7.8×103kg/m2，泊松比為0.3，彈性模量為 2.06×1011Pa，單元類型為殼單元。該B級(jí)車車身有限元模型如圖1所示。

圖1 某B級(jí)車車身有限元模型

利用軟件Nastran求解車身結(jié)構(gòu)有限元模型模態(tài),對(duì)所研究車輛進(jìn)行車身模態(tài)測(cè)試試驗(yàn)，測(cè)試頻率FT與仿真計(jì)算頻率FC之間的差值表示模型建立的相對(duì)誤差μ[9]：

表1為車身前10階模態(tài)頻率與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。由表1可知，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差在5%以內(nèi)，表明車身有限元模型可以反映實(shí)際車身結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性。

表1 車身前10階模態(tài)頻率與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

通過提取車身內(nèi)部表面網(wǎng)格對(duì)車內(nèi)聲腔進(jìn)行建模，根據(jù)聲學(xué)模型必須滿足一個(gè)波長(zhǎng)內(nèi)至少有6個(gè)網(wǎng)格單元的原則[10]，定義網(wǎng)格尺寸為14 mm，采用四面體單元建立車內(nèi)的聲學(xué)有限元模型，如圖2所示。

圖2 車內(nèi)聲腔模型

2.2 測(cè)試數(shù)據(jù)及聲腔模態(tài)分析

對(duì)車輛怠速工況下的噪聲值進(jìn)行測(cè)試,車內(nèi)駕駛員右耳測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)總體變化趨勢(shì)如圖3所示。提取怠速工況下幾個(gè)主要峰值對(duì)應(yīng)的頻率（27 Hz、53 Hz、77 Hz、90 Hz、103 Hz、130 Hz、180 Hz），通過控制在這些頻率處車身板件結(jié)構(gòu)的振動(dòng)來降低車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲。

圖3 試驗(yàn)測(cè)試的駕駛員右耳聲壓級(jí)

由于發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速時(shí)（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為786 r/min）的2階激勵(lì)頻率為26.2 Hz，結(jié)合圖3中在27 Hz時(shí)出現(xiàn)的車內(nèi)噪聲峰值，可得出這部分噪聲主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的，故不進(jìn)行優(yōu)化研究。而由板件振動(dòng)引起的輻射噪聲，一部分是由于板件振動(dòng)與聲腔耦合，在激勵(lì)峰值的作用下產(chǎn)生振動(dòng)所致，另一部分是由于激勵(lì)頻率與板件固有頻率相同時(shí)導(dǎo)致共振。經(jīng)過模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)車身結(jié)構(gòu)件避開了可能的共振頻率，因此需要分析聲腔模態(tài)與噪聲主要貢獻(xiàn)頻率的關(guān)系。

聲腔模態(tài)在受到與模態(tài)頻率相同的激勵(lì)作用時(shí)會(huì)產(chǎn)生耦合共振，產(chǎn)生的聲壓相對(duì)較高。圖4為車內(nèi)聲腔的聲模態(tài)云圖，通過對(duì)聲腔模態(tài)頻率的分析，可找出其與車內(nèi)噪聲峰值所共同對(duì)應(yīng)的頻率，進(jìn)而確定車內(nèi)噪聲的主要貢獻(xiàn)頻率。

圖4 車內(nèi)聲腔模態(tài)云圖

由圖4可看出，第2階聲腔模態(tài)(頻率為54.7 Hz)對(duì)圖3中頻率為53 Hz時(shí)的噪聲峰值起主要貢獻(xiàn)；車內(nèi)聲腔的第4、5階聲腔模態(tài)（頻率為93.4 Hz、127.1 Hz）對(duì)圖3中頻率為90 Hz、130 Hz的噪聲峰值起主要貢獻(xiàn)；而第6階聲腔模態(tài)頻率及之后的聲腔模態(tài)頻率已超過200 Hz，對(duì)結(jié)構(gòu)輻射噪聲影響不大。通過分析可知，頻率為54 Hz、90 Hz和130 Hz時(shí)產(chǎn)生的噪聲峰值是由于車內(nèi)板件與聲腔模態(tài)發(fā)生共振造成，故針對(duì)此3個(gè)主要頻率，通過聲振耦合模型分析車身板件貢獻(xiàn)量。

3 聲振耦合模型建立

聲振耦合系統(tǒng)中，結(jié)構(gòu)內(nèi)部空腔的三維聲場(chǎng)離散形式的波動(dòng)方程為：

式中，[Mf]為聲學(xué)等效質(zhì)量矩陣；[Cf]為流體等效阻尼矩陣；R為流體和結(jié)構(gòu)的耦合矩陣；[Kf]為聲學(xué)等效剛度矩陣；{U}為單元節(jié)點(diǎn)位移矩陣；{P}為節(jié)點(diǎn)聲壓矩陣。

耦合狀態(tài)下結(jié)構(gòu)—流體運(yùn)動(dòng)方程用統(tǒng)一矩陣的形式表示為：

式中，[Ms]為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣；[Cs]為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣；[Ks]為結(jié)構(gòu)剛度矩陣；{U}為結(jié)構(gòu)位移矢量矩陣；{Fs}為結(jié)構(gòu)外激勵(lì)矩陣。

對(duì)式（3）進(jìn)行求解得到車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)。本文以頻率為0～200 Hz范圍內(nèi)的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置振動(dòng)激勵(lì)作為輸入計(jì)算車身板件振動(dòng)速度，其速度云圖如圖5所示。

以車身板件振動(dòng)數(shù)據(jù)作為聲學(xué)邊界條件，結(jié)合聲振耦合模型，計(jì)算車內(nèi)聲腔的聲學(xué)響應(yīng)，聲腔的聲壓分布云圖如圖6所示。

圖5 車身板件振動(dòng)速度云圖

由圖5和圖6可看出，頻率為54 Hz處的聲腔聲壓幅值較大處集中在車身頂層后部，板件的振動(dòng)速度也以車身頂棚值最大；在頻率為90 Hz時(shí)，車內(nèi)聲壓幅值較大處集中分布在前排前圍和后排側(cè)圍位置；在130 Hz時(shí)，車內(nèi)振動(dòng)速度最大的板件出現(xiàn)在后側(cè)圍板和后地板處，聲壓分布位于左右兩側(cè)，左右側(cè)圍位置聲腔聲壓最高。以此分析結(jié)果為基礎(chǔ)對(duì)板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量進(jìn)行分析。

4 車身板件貢獻(xiàn)量分析

當(dāng)車身板件振動(dòng)時(shí)，由振動(dòng)所引起的能量波動(dòng)通過傳遞矢量引起聲壓變化，總聲壓響應(yīng)P為：

式中，N為總單元數(shù)；Ai(ω)為聲傳遞矢量；ve,i(ω)為單元i的法線速度。

車身結(jié)構(gòu)單元對(duì)車內(nèi)某點(diǎn)的聲學(xué)貢獻(xiàn)量De是該單元振動(dòng)生成的聲壓Pe在車內(nèi)該點(diǎn)總聲壓P矢量上的投影，其表達(dá)式為：

式中，P*和P互為共軛復(fù)數(shù)；Re是De的實(shí)部。

通過對(duì)各單元疊加，得到整個(gè)板件振動(dòng)引起的聲壓Pc為：

式中，m為組成板件的單元數(shù)。

由式（6）可得到板件的貢獻(xiàn)量為：

若計(jì)算得到板件貢獻(xiàn)量為正，表示對(duì)聲壓值有正的貢獻(xiàn)，通過抑制板件的振動(dòng)可降低聲壓值；若貢獻(xiàn)量為負(fù)，則表示應(yīng)增大板件的振動(dòng)來降低聲壓值[10]。

將車內(nèi)板件劃分為19個(gè)部分，分別計(jì)算出頻率為54 Hz、90 Hz、130 Hz時(shí)板件對(duì)車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的聲學(xué)貢獻(xiàn)量，結(jié)果如圖7所示。

圖7 駕駛員右耳處的板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量分布

由圖7可知，當(dāng)頻率為54 Hz時(shí)，板件12（前地板）和板件10（后地板）正貢獻(xiàn)最大，板件1（右后車窗）和板件4（左后車窗）有負(fù)貢獻(xiàn)；當(dāng)頻率為90 Hz時(shí)，板件7（右后側(cè)圍）和板件8（左后側(cè)圍）的正貢獻(xiàn)最大，板件1（右后車窗）有負(fù)貢獻(xiàn)；當(dāng)頻率為130 Hz時(shí)，板件10（后地板）和板件9（頂棚）的正貢獻(xiàn)最大，板件13（前圍）有負(fù)貢獻(xiàn)。

由上述分析可知，怠速工況下車內(nèi)輻射噪聲的主要貢獻(xiàn)板件是左、右后側(cè)圍（板件7、8）、頂棚（板件9）、后地板（板件10）和前地板（板件12），通過抑制后地板、前地板、左、右后側(cè)圍和頂棚的振動(dòng)可降低車內(nèi)聲壓峰值。鑒于前、后底板一般均鋪設(shè)有阻尼吸隔音材料，所以針對(duì)左、右側(cè)圍和頂棚進(jìn)行阻尼材料的鋪設(shè)，以此改變這些板件的振動(dòng)形態(tài),降低這些板件對(duì)車內(nèi)輻射噪聲的聲學(xué)貢獻(xiàn)量。

5 阻尼材料粘貼及試驗(yàn)驗(yàn)證

選用約束阻尼材料[6-7]控制車內(nèi)薄壁板件振動(dòng)，通過對(duì)頻率為54 Hz、90 Hz和130 Hz時(shí)車身模態(tài)振型（圖8）及板件貢獻(xiàn)量的分析，確定阻尼材料的最佳粘貼位置為頂棚和側(cè)圍；基于非線性響應(yīng)面優(yōu)化方法建立以阻尼材料厚度為變量、板件振速為目標(biāo)的非線性面響應(yīng)模型，利用MATLAB優(yōu)化算法確定阻尼材料最佳粘貼厚度為2 mm。

圖8 車身結(jié)構(gòu)模態(tài)振型

為驗(yàn)證阻尼材料厚度及布置位置在實(shí)車中對(duì)聲壓的影響，結(jié)合實(shí)際車輛的安裝及測(cè)試條件，在車輛頂棚和車內(nèi)左、右、后側(cè)圍粘貼約束阻尼，并且對(duì)阻尼材料粘貼前、后進(jìn)行實(shí)車測(cè)試，試驗(yàn)結(jié)果如圖9所示。

圖9 阻尼材料粘貼前、后駕駛員右耳處聲壓級(jí)測(cè)試對(duì)比

由圖9可看出，車身板件粘貼阻尼材料后，雖然在頻率為27 Hz時(shí)的聲壓值與粘貼阻尼材料前相同，但由于粘貼阻尼材料后車身阻尼比升高，使得車內(nèi)整體聲壓值都有一定的降低，且在頻率為90 Hz處聲壓級(jí)值降低4.97 dB，在頻率為54 Hz和130 Hz處聲壓級(jí)值分別降低2.79 dB和3.31dB。

6 結(jié)束語

車身薄壁板件振動(dòng)引起的輻射噪聲對(duì)整車NVH性能有較大影響。通過白車身有限元模型分析建立了車內(nèi)聲腔聲學(xué)模型，結(jié)合對(duì)車內(nèi)噪聲峰值頻率和聲腔模態(tài)頻率的對(duì)應(yīng)性分析，找出板件輻射噪聲的主要貢獻(xiàn)頻率為54Hz、90Hz和130Hz。以車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)為邊界條件建立聲振耦合模型，計(jì)算車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)，通過板件貢獻(xiàn)量分析找出對(duì)駕駛員右耳聲學(xué)貢獻(xiàn)量較大的板件為頂棚和側(cè)圍。對(duì)板件粘貼厚度為2 mm阻尼材料后，在頻率為54 Hz和130 Hz處，駕駛員右耳處聲壓級(jí)分別降低2.79 dB和3.31 dB；在頻率為90 Hz處，聲壓級(jí)值降低4.97 dB，降噪效果顯著。

參考文獻(xiàn)

[1]孫威，陳昌明.基于FEM-BEM的轎車車內(nèi)低頻噪聲綜合分析方法[J].噪聲與振動(dòng)控制.2008（1）:48-51.

[2]劉建偉，劉二寶，王志亮，等.轎車駕駛室聲學(xué)響應(yīng)仿真分析[J].噪聲與振動(dòng)控制，2012（4）:103-106.李蘇平，胡啟國(guó)，胡海波，等.車室低頻噪聲預(yù)測(cè)與車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析[J].噪聲與振動(dòng)控制，2016（4）:103-107.

[3]張立軍,宋然,孟德建.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[J].汽車技術(shù),2016（12）:25-30.

[4]趙宇偉,周鋐.客車車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析[J].汽車技術(shù),2012（12）:30-33.

[5]靳暢,周鋐.基于車內(nèi)綜合聲場(chǎng)貢獻(xiàn)分析的車身板件聲振優(yōu)化[J].汽車工程2015,37(12):1438-1444，1432.

[6]范蓉平,孟光,賀才春,等.粘彈性阻尼材料降低列車車內(nèi)噪聲的試驗(yàn)研究[J].振動(dòng)與沖擊,2008（6）:123-127，192.

[7]張一麟,廖毅,莫品西,等.基于車身模態(tài)和板塊貢獻(xiàn)分析的阻尼優(yōu)化降噪方法研究[J].振動(dòng)與沖擊,2015（4）:153-157，174.

[8]趙靜,周鋐,梁映珍,等.車身板件振動(dòng)聲學(xué)貢獻(xiàn)分析與優(yōu)化[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2010，46（24）:96-100.

[9]詹福良,徐俊偉.Virtual.lab Acoustics聲學(xué)仿真計(jì)算從入門到精通[M].西北工業(yè)大學(xué)出版社,2013.

[10]費(fèi)朝陽,陳長(zhǎng)征,周勃等.聲振耦合聲場(chǎng)分析與結(jié)構(gòu)隔振降噪[J].噪聲與振動(dòng)控制,2012(2):54-58.