(1. 同濟(jì)大學(xué)，上海 201804；2.上海汽車集團(tuán)股份有限公司商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

汽車的板件是車輛外部聲源向車內(nèi)傳遞噪聲的最后一個零部件環(huán)節(jié)，與更改聲源和其他噪聲傳遞路徑相比，針對車身板件進(jìn)行降噪處理通常是成本最小的降噪方案，因此研究車身板件對車內(nèi)噪聲的影響一直是研究的熱點問題。

研究車身板件對車內(nèi)噪聲的影響通常使用仿真手段對板件貢獻(xiàn)度進(jìn)行分析[1-2]，將整車板件劃分為若干個區(qū)域，計算板件的法向振動速度和聲傳遞向量，通過歸一化處理對板件貢獻(xiàn)度進(jìn)行排序。

除了傳統(tǒng)的板件貢獻(xiàn)度分析方法外，Altair公司的Hyperworks軟件在其后處理模塊中還額外提供了聲腔節(jié)點貢獻(xiàn)度[3]分析方法，通過聲固耦合面上每個節(jié)點的貢獻(xiàn)度對比，反應(yīng)出相對應(yīng)板件對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)情況，這種輸出結(jié)果非常直觀和方便，因此頗受技術(shù)人員的青睞。與傳統(tǒng)板件貢獻(xiàn)度分析方法相比，節(jié)點貢獻(xiàn)度方法的優(yōu)點是可以節(jié)省傳統(tǒng)方法中的整車板件劃分工作，分析結(jié)果更加直觀，缺點是其結(jié)果只能顯示貢獻(xiàn)板件，無法顯示貢獻(xiàn)排序，還需要后續(xù)的分析工作對貢獻(xiàn)板件影響進(jìn)行排序。

本文針對某款MPV車型在空調(diào)開啟的狀態(tài)下，并且發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 025 r/min時，車內(nèi)存在頻率為34 Hz的發(fā)動機(jī)二階噪聲，如圖1所示。

通過噪聲傳遞函數(shù)[4]和節(jié)點貢獻(xiàn)量分析，找出對駕駛員耳旁二階噪聲影響最明顯的幾塊板件，通過仿真和實車驗證手段改變板件狀態(tài)，評估各個板件對駕駛員耳旁噪聲的貢獻(xiàn)程度，最后提出工程上可實施的降噪方案并驗證效果。

圖1 駕駛員耳旁二階噪聲

1 建模和板件貢獻(xiàn)仿真分析

1.1 裝飾車身有限元模型

將白車身以及相應(yīng)零部件裝配，需要裝配的零部件主要包括玻璃、前后車門、尾門、發(fā)動機(jī)罩蓋、非結(jié)構(gòu)質(zhì)量(地毯、吸音棉、內(nèi)飾板等)以及懸掛質(zhì)量件(蓄電池、儀表板、副儀表板、空調(diào)、方向盤等)。圖2為建立好的帶內(nèi)飾車身有限元模型，共計2 419 258個單元和2 395 261個節(jié)點。

圖2 裝飾車身有限元網(wǎng)格

1.2 聲腔有限元模型

車內(nèi)聲腔可以近似看成矩形空間，其模態(tài)的頻率可以通過經(jīng)驗公式估算：

(1)

式中，v為空氣的聲速(m/s)；a,b,c是整數(shù)，等于1,2,3…;x,y,z是空間聲學(xué)的尺寸(m)。

在經(jīng)驗公式的基礎(chǔ)上，考慮到車門子聲腔和座椅子聲腔后，通過HyperMesh軟件中“Acoustic cavity mesh”功能生成聲腔模型，再進(jìn)行模型質(zhì)量修復(fù)，添加門、座椅等子系統(tǒng)的聲腔，圖3所示為修復(fù)后的空腔網(wǎng)格，網(wǎng)格單元是四面體單元，共12 164個單元。

圖3 聲腔有限元模型

1.3 噪聲傳遞函數(shù)和節(jié)點貢獻(xiàn)度分析

車身的有限元方程可以表示為激勵、剛度矩陣和質(zhì)量矩陣的方程

(2)

式中，[Mss]為車身的質(zhì)量矩陣，[Kss]為車身的剛度矩陣，{Fs}為激勵力，{U}為結(jié)構(gòu)的位移。將車身視為彈性體后，板件和車內(nèi)聲腔振動互相作用使車身與聲腔共同組成耦合系統(tǒng)。

選擇發(fā)動機(jī)懸置作為動力加載點，激勵力為單位激勵的白噪聲，主駕右耳的響應(yīng)頻率為20～200 Hz，車身結(jié)構(gòu)模態(tài)計算頻率為1～300 Hz，空腔計算的模態(tài)計算頻率為0～600 Hz。車身結(jié)構(gòu)阻尼設(shè)置為全局阻尼，阻尼系數(shù)為0.04，車內(nèi)聲腔的阻尼可達(dá)0.17，同樣為全局阻尼。

圖4 發(fā)動機(jī)右懸置處噪聲傳遞函數(shù)

噪聲傳遞函數(shù)計算結(jié)果如圖4所示，在發(fā)動機(jī)右懸置位置加載單位激勵后，駕駛員耳旁噪聲在頻率34 Hz附近有明顯的噪聲峰值，此結(jié)果與實車車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲測試結(jié)果相吻合。

利用Hyperworks進(jìn)行聲腔節(jié)點貢獻(xiàn)度后處理計算，發(fā)現(xiàn)在發(fā)動機(jī)右懸置處施加單位激勵后，在頻率34 Hz附近節(jié)點貢獻(xiàn)量突出位置對應(yīng)的車身板件分別為后部天窗、中移門蝶窗、后部蝶窗和后側(cè)圍板件，如圖5所示。

圖5 激勵發(fā)動機(jī)右懸置處節(jié)點貢獻(xiàn)量

1.4 板件對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)度排序

為評估關(guān)鍵板件對駕駛員耳旁在頻率為34 Hz附近的噪聲貢獻(xiàn)度，在有限元模型中對應(yīng)的關(guān)鍵板件處，分別增加附加質(zhì)量，改變關(guān)鍵板件的局部模態(tài)，評估各個關(guān)鍵板件對駕駛員耳旁噪聲的影響程度。

后部天窗、中移門蝶窗、后部蝶窗和后側(cè)圍4個部件的質(zhì)量都未超過10 kg，在4個部件處均附加超過其自身50%質(zhì)量(5 kg)的質(zhì)量單元，以改變4個關(guān)鍵板件的局部模態(tài)，如圖6所示。

圖6 關(guān)鍵板件處附加質(zhì)量單元

重新計算傳遞函數(shù)的結(jié)果顯示4個關(guān)鍵板件分別為附加質(zhì)量后，在頻率為34 Hz附近的發(fā)動機(jī)懸置至駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數(shù)最大幅值均有明顯下降，關(guān)鍵板件貢獻(xiàn)度排序情況，如表1所示。

表1 關(guān)鍵板件附加質(zhì)量后在頻率為34 Hz的噪聲傳遞函數(shù)幅值

2 關(guān)鍵板件貢獻(xiàn)度實車驗證及仿真對標(biāo)

2.1 關(guān)鍵板件貢獻(xiàn)度實車驗證

根據(jù)仿真驗證有效的附加質(zhì)量，在實車的后蝶窗、后側(cè)圍鈑金、后部天窗和中移門蝶窗處分別附加了相對應(yīng)的質(zhì)量，如圖7所示。

圖7 關(guān)鍵車身板件附加質(zhì)量

在每次對關(guān)鍵板件區(qū)域分別附加質(zhì)量時，分別復(fù)測駕駛員耳旁噪聲，在頻率34 Hz處的耳旁噪聲下降情況如表2所示，后部蝶窗附加質(zhì)量后駕駛員耳旁的在頻率為噪聲34 Hz附近下降最為顯著，達(dá)到4.8 dB(A)。

表2 關(guān)鍵板件附加質(zhì)量實車在頻率34 Hz附近的降噪效果

2.2 實車驗證結(jié)果與仿真分析結(jié)果對標(biāo)

與實車驗證相比，仿真分析有如下條件與實際情況有所差異：

(1)負(fù)荷輸入類型差異，實車為發(fā)動機(jī)實際運(yùn)行激勵，而仿真分析輸入條件為單位激勵；

(2)負(fù)荷加載位置差異，實車上所有與發(fā)動機(jī)相連部件均向板件傳遞振動，且有空氣聲影響，而本文中的仿真分析僅考慮發(fā)動機(jī)右側(cè)懸置的負(fù)荷加載位置，未考慮空氣聲影響；

(3)仿真計算模型的約束條件的精度與實車有所差異，主要體現(xiàn)在蝶窗的折疊鉸鏈、鎖緊手柄和移門蝶窗受到移門門鎖等復(fù)雜且難以精確定義的約束條件影響。

考慮到上述差異，無法對噪聲傳遞函數(shù)計算數(shù)值與實車驗證的噪聲幅值進(jìn)行直接對比，但是可以通過對比板件貢獻(xiàn)是否顯著和按貢獻(xiàn)度進(jìn)行排序的情況，驗證板件貢獻(xiàn)度的仿真分析的正確性。板件貢獻(xiàn)度的仿真分析與實車驗證對比情況，如表4所示。

表3 板件貢獻(xiàn)度的仿真與實車驗證對比

綜合對比表1、表2和表3，對本文分析的34 Hz板件貢獻(xiàn)量可以得出以下結(jié)論：

(1)本案例空調(diào)在怠速工況下，頻率在34 Hz的車內(nèi)噪聲中，板件輻射的結(jié)構(gòu)噪聲占主導(dǎo)地位，通過改變后蝶窗質(zhì)量，噪聲可以下降4.8 dB(A)；

(2)節(jié)點貢獻(xiàn)度分析鎖定的關(guān)鍵板件范圍大于實際貢獻(xiàn)突出的板件，并且在仿真分析鎖定的貢獻(xiàn)度排序中，最重要的前兩位板件與實車驗證的貢獻(xiàn)度排序的前兩位板件一致。

通過上述對比，說明節(jié)點貢獻(xiàn)度分析結(jié)果對實車降噪有現(xiàn)實的指導(dǎo)意義。

3 工程化降噪方案研究

根據(jù)實車板件附加質(zhì)量后的車內(nèi)頻率為34 Hz的發(fā)動機(jī)二階噪聲下降情況，同時考慮到實際工程方案降噪效果很難達(dá)到附加大質(zhì)量的降噪效果，因此將車內(nèi)耳旁在頻率34 Hz噪聲影響最大的后蝶窗結(jié)構(gòu)聲輻射抑制，作為工程化方案的重點優(yōu)化措施。

經(jīng)過后蝶窗的結(jié)構(gòu)和安裝方式調(diào)查，發(fā)現(xiàn)后蝶窗自身的安裝模態(tài)主要由前端的兩個折疊鉸鏈和后端的鎖緊手柄決定，實車感受在3個約束點之外的區(qū)域，后蝶窗的整體約束偏弱，因此可以考慮加強(qiáng)后蝶窗的約束以提高后蝶窗的安裝模態(tài)。

后蝶窗除了鎖緊手柄和兩個折疊鉸鏈?zhǔn)怯布s束外，蝶窗后部還有兩個軟橡膠限位塊，經(jīng)過后蝶窗安裝模態(tài)對比測試，這兩個軟橡膠限位塊對后蝶窗的安裝模態(tài)沒有任何影響，因此將這兩個軟橡膠限位塊替換為硬質(zhì)限位塊以提升后蝶窗的安裝模態(tài)，如圖8所示，左側(cè)黑色圓柱為原車蝶窗的軟橡膠限位塊，右側(cè)亮色圓柱為變更后的硬質(zhì)限位塊。

圖8 后蝶窗限位塊優(yōu)化前后對比

經(jīng)過后蝶窗安裝模態(tài)測試對比，后蝶窗采用硬質(zhì)限位后，后蝶窗的安裝模態(tài)由34 Hz變?yōu)?9 Hz，移頻效果超過附加5 kg質(zhì)量塊的21 Hz移頻效果，如圖9所示。

圖9 后蝶窗安裝模態(tài)對比

與蝶窗增加的附加質(zhì)量相比，后蝶窗增加硬質(zhì)限位后，雖然移頻效果更好，但是由于采用硬質(zhì)限位，相當(dāng)于在蝶窗后部增加兩個來自車身鈑金的振動傳遞路徑，因此在理論上，硬質(zhì)限位方案的后蝶窗的振動會比后蝶窗增加質(zhì)量塊方案的振動要大。實際車內(nèi)噪聲測試結(jié)果如圖10所示，后蝶窗增加硬質(zhì)限位后，車內(nèi)駕駛員耳旁的頻率在34 Hz左右，發(fā)動機(jī)二階噪聲實際下降了2 dB(A)，降噪效果不如蝶窗增加5 kg的效果，但改善效果仍然很明顯，可以作為工程方案實施。

圖10 工程化方案實施前后車內(nèi)二階噪聲對比

4 結(jié)論

本文通過建立裝飾車身和聲腔的結(jié)構(gòu)有限元模型，進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)計算和節(jié)點貢獻(xiàn)量分析，與實車測試數(shù)據(jù)進(jìn)行對比驗證，并指導(dǎo)實車的優(yōu)化改進(jìn)，檢驗了Hyperworks軟件聲腔節(jié)點貢獻(xiàn)量后處理模塊在車身板件降噪研究中的實際應(yīng)用效果。

實車優(yōu)化方案對比數(shù)據(jù)顯示，后蝶窗在增加了兩個硬質(zhì)支撐后，雖然成功轉(zhuǎn)移了后蝶窗的安裝模態(tài)與發(fā)動機(jī)二階激勵重合的頻率，但由于硬質(zhì)支撐增加了額外的噪聲傳遞路徑，因此實際的降噪效果不如快速驗證時增加質(zhì)量塊的方案降噪效果明顯，最終的工程化方案的避頻降噪效果超過增加傳遞路徑的負(fù)面影響，實車開啟空調(diào)怠速時，駕駛員耳旁頻率為34 Hz的發(fā)動機(jī)二階噪聲下降了2 dB(A)，噪聲得到明顯抑制。