徐 浩，張代勝

（合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009）

NVH特性作為消費(fèi)者體會(huì)最為直接和表面的汽車特性之一，在汽車的開發(fā)研究和實(shí)際生產(chǎn)中，扮演著極其重要的角色。研究車內(nèi)噪聲情況，對(duì)企業(yè)來說有著較強(qiáng)的經(jīng)濟(jì)利益，對(duì)消費(fèi)者而言，人體的健康是重中之重［1］。

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的迅速發(fā)展，使得產(chǎn)品在設(shè)計(jì)和試制階段，針對(duì)車內(nèi)噪聲方面進(jìn)行研究，并達(dá)到有效地控制噪聲的目的。將模態(tài)綜合技術(shù)和研究車內(nèi)噪聲與振動(dòng)耦合聯(lián)系起來，這在研究汽車噪聲技術(shù)方面是一種重要方法［2］。

1 聲固耦合理論

汽車駕駛室構(gòu)成一個(gè)封閉的聲學(xué)空腔，將其離散化可以得到空腔的聲學(xué)有限元模型，其微分方程可以寫成［3］：

式中：mff、kff分別為聲學(xué)質(zhì)量矩陣和聲學(xué)剛度矩陣，p為節(jié)聲壓矢量，F(xiàn)為單元表面?zhèn)鹘o流體的廣義力矢量。如果考慮車身振動(dòng)對(duì)車內(nèi)空氣聲壓的影響，車內(nèi)空腔聲學(xué)有限元方程可以寫成：

式中：r0為空氣密度，c0是聲波速度，S為車室的結(jié)構(gòu)—聲學(xué)耦合矩陣，s為車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移矢量。

這時(shí)的車身結(jié)構(gòu)也會(huì)受到空氣振動(dòng)的影響，作用力通過耦合矩陣S作用到車身結(jié)構(gòu)上，車身結(jié)構(gòu)有限元方程可以寫為：

式中：mss、kss分別為車身的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，F(xiàn)s為施加于車身上的外力矢量。

將車身結(jié)構(gòu)和車室空腔看作一個(gè)相互作用的耦合系統(tǒng)，其有限元方程式可以寫為：

如果已知作用在車身結(jié)構(gòu)上的外力Fs，通過式（4）就可以求出車室聲場(chǎng)內(nèi)各節(jié)點(diǎn)處的聲壓。

2 有限元模型的建立

2.1 駕駛室簡(jiǎn)化模型的建立

在模態(tài)相似原則基礎(chǔ)上建立的輕卡駕駛室有限元模型如圖1所示。

2.2 室內(nèi)聲腔有限元模型的建立

運(yùn)用有限元軟件Hyperworks針對(duì)流體CFD（Computationtal Fluid Dynamics，計(jì)算流體力學(xué)）仿真的前處理功能，對(duì)室內(nèi)聲腔進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分。在建立單元屬性時(shí)，建立PSOLID屬性卡片［4］，編輯其FCTN，將其改為PFLUID流體單元。聲腔材料屬性為MAT10卡片，定義空氣的體積模量和密度，所得的有限元模型如圖2。室內(nèi)聲腔有限元模型中全為四面體單元，共記38 093個(gè)。

2.3 耦合系統(tǒng)有限元模型的建立

在整體駕駛室和室內(nèi)聲腔有限元模型二者皆建立完畢之后，進(jìn)行耦合模型的建立。圖3是將玻璃部件隱藏后所觀察到的耦合系統(tǒng)有限元模型圖。

表1給出了同樣振型下，在有限元模型修正后，模態(tài)計(jì)算與試驗(yàn)頻率數(shù)據(jù)的對(duì)比。

表1 模態(tài)計(jì)算與試驗(yàn)頻率數(shù)據(jù)對(duì)比

修正后模型的計(jì)算模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)有一定的差距，誤差并不明顯，都在±5以內(nèi)。說明此模型能夠很好的模擬駕駛室系統(tǒng)的聲學(xué)特性。

3 室內(nèi)聲腔模態(tài)計(jì)算

在結(jié)構(gòu)有限元模型和流體有限元模型的耦合模型中，考慮流體對(duì)結(jié)構(gòu)的影響，耦合方程為：

式中：MA（ω）為附加質(zhì)量矩陣，u是頻率的常數(shù)。當(dāng)有阻尼或者是有吸能材料時(shí)，聲模態(tài)方程則是：

式中：C為阻尼矩陣，而此時(shí)的聲模態(tài)則是虛數(shù)模態(tài)。

分別對(duì)耦合系統(tǒng)和駕駛室所有的計(jì)算頻率進(jìn)行研究，可以發(fā)現(xiàn)，耦合系統(tǒng)振型基本和駕駛室振型一樣，只是在計(jì)算頻率數(shù)值上有細(xì)微差別。除去剛體模態(tài)，在聲腔固有低頻模態(tài)頻率下，將結(jié)構(gòu)及耦合系統(tǒng)同階固有頻率進(jìn)行對(duì)比，見表2。

表2 模型計(jì)算頻率對(duì)比

從表中數(shù)據(jù)不難發(fā)現(xiàn)，耦合模型的模態(tài)頻率在低頻下，室內(nèi)聲腔對(duì)駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)有一定的影響，并且隨著頻率的升高，聲腔固有頻率對(duì)結(jié)構(gòu)的影響逐漸增大。耦合系統(tǒng)模態(tài)和結(jié)構(gòu)模態(tài)呈現(xiàn)模態(tài)密集現(xiàn)象，在計(jì)算頻率段（1～200 Hz）沒有產(chǎn)生共振。圖4給出了耦合系統(tǒng)中結(jié)構(gòu)和聲腔的振型對(duì)比，結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)聲腔振型受結(jié)構(gòu)振型影響較大［5］。

4 駕駛室聲固耦合系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

4.1 耦合系統(tǒng)頻率響應(yīng)分析

對(duì)耦合系統(tǒng)進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，研究室內(nèi)聲腔的變化情況，首先就要確定發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力的大小，本文作為整體的振動(dòng)對(duì)駕駛室的影響，發(fā)動(dòng)機(jī)的這種振動(dòng)主要是由不平衡力矩和慣性力矩或波動(dòng)輸出扭矩所導(dǎo)致。本文中研究的輕型卡車，采用的是直列四缸四沖程汽油機(jī)，要研究的是由四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)所引起的二次慣性力。傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)二階往復(fù)慣性力動(dòng)力學(xué)分析公式為：

式中：Pjц為二次往復(fù)慣性力，N；λ 為連桿比為曲柄角速度，rad/s；r為曲柄半徑，mm；mhz為活塞組件質(zhì)量，kg；mA為雙質(zhì)量系統(tǒng)代換連桿小頭質(zhì)量，kg。

在進(jìn)行頻響分析時(shí)，可以用之前進(jìn)行過模態(tài)分析的有限元模型為基礎(chǔ)，設(shè)定載荷集，定義一個(gè)頻率變化范圍為23～93 Hz的場(chǎng)，建立載荷步，施加發(fā)動(dòng)機(jī)振源的激勵(lì)力。

計(jì)算完畢之后，根據(jù)駕駛室內(nèi)實(shí)際乘員的布置，選取駕駛員、副駕駛員、以及后排乘員（假定后排乘員平躺，頭部位于駕駛員身后）六個(gè)點(diǎn)，得到計(jì)算結(jié)果以及最大聲壓級(jí)對(duì)應(yīng)的車室內(nèi)聲壓分布圖，限于篇幅，選取左耳處的情形，見圖5～圖10。

通過以上6幅曲線圖以及最大聲壓級(jí)對(duì)應(yīng)車室內(nèi)聲壓分布圖的對(duì)比觀察，從曲線整體來看，在整個(gè)分析頻率段范圍內(nèi)，單個(gè)駕乘人員的左右耳處噪聲的變化情況是一致的；對(duì)于不同的駕乘人員，噪聲的變化趨勢(shì)迥異，出現(xiàn)峰值的響應(yīng)頻率也不同，聲壓分布也不相同。在噪聲數(shù)值方面，駕駛員處的聲音達(dá)到110分貝，副駕駛員和后排人員的也達(dá)到近100分貝。分貝是相對(duì)于某一參照標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)值，由聲壓級(jí)的定義可以得知，對(duì)于以上6圖都出現(xiàn)的負(fù)噪聲值，說明此時(shí)的聲壓有效值與基準(zhǔn)聲壓有效值之間比值的常用對(duì)數(shù)之值小于1，即聲壓有效值小于基準(zhǔn)聲壓有效值。一般基準(zhǔn)聲壓為1 kHz空氣所能產(chǎn)生的最低聲音的聲壓，也就是說，該處聲波振動(dòng)頻率小于1 000 Hz，產(chǎn)生的聲壓小于基準(zhǔn)聲壓。

發(fā)動(dòng)機(jī)振源激勵(lì)產(chǎn)生的駕乘人員耳朵處噪聲值過大，其一，由于在計(jì)算時(shí)，運(yùn)用模態(tài)法進(jìn)行求解，忽略結(jié)構(gòu)材料的阻尼特性。模態(tài)法在求解時(shí)，對(duì)建立的結(jié)構(gòu)矩陣進(jìn)行壓縮，這種壓縮是通過用忽略阻尼的實(shí)特征值分析來完成的。因此，噪聲在與結(jié)構(gòu)互相作用的時(shí)候并沒有發(fā)生減弱或能量的損失。其二，駕駛室的結(jié)構(gòu)模型與實(shí)際駕乘人員所處的環(huán)境也是有相當(dāng)?shù)牟罹?，如?nèi)飾、多孔材料［6］對(duì)于噪聲的吸收和隔絕以及對(duì)結(jié)構(gòu)的減振作用。

低頻情況下，耦合系統(tǒng)的振型受結(jié)構(gòu)振動(dòng)影響較大。由此可以推斷，發(fā)動(dòng)機(jī)振源激勵(lì)頻率段的內(nèi)部聲腔響應(yīng)特性是由結(jié)構(gòu)振動(dòng)決定的，研究駕駛室結(jié)構(gòu)響應(yīng)階段主要振動(dòng)的部件，為下一步駕駛室結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)做相應(yīng)的準(zhǔn)備，從而達(dá)到改善聲學(xué)環(huán)境的效果。

在對(duì)耦合系統(tǒng)進(jìn)行頻響分析時(shí)，觀察到結(jié)構(gòu)響應(yīng)最主要的幾個(gè)部件為頂棚、地板中部和前部、左右車門外壁板，如圖11所示。

4.2 頂棚

頂棚在發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率響應(yīng)分析中成為主要的響應(yīng)部件之一，運(yùn)動(dòng)幅度相對(duì)較大，主要集中在頻率段初期。其面積較大，加強(qiáng)部件少（兩塊加強(qiáng)板），結(jié)構(gòu)剛度不足。頂棚在頻響階段的運(yùn)動(dòng)是導(dǎo)致室內(nèi)人員耳處噪聲過大原因之一。

在以往的研究中，已有學(xué)者對(duì)車室頂棚和汽車NVH特性之間的關(guān)系做過研究[7]，分析得出頂棚板件的厚度、材料以及加強(qiáng)筋的的位置都會(huì)對(duì)車室內(nèi)的噪聲產(chǎn)生影響。

板件的厚度增加，有利于減少頂棚的振動(dòng)，從而降低噪聲，但這不利于結(jié)構(gòu)的輕量化；而在材料由鋼板更換車鋁合金板后，效果并不明顯，結(jié)構(gòu)質(zhì)量下降，有利于輕量化設(shè)計(jì)；當(dāng)加強(qiáng)筋設(shè)置在頂棚振動(dòng)峰值點(diǎn)時(shí)，對(duì)其振動(dòng)特性有較好的改善，車內(nèi)低頻噪聲也會(huì)明顯降低。

本論文所研究的駕駛室，更換頂棚的材料和厚度會(huì)帶來工藝上的不便，致使生產(chǎn)成本增加；從發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)引起的噪聲方面來說，更換頂棚加強(qiáng)筋的位置，或者對(duì)頂棚的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，提高其自身剛度，達(dá)到減振降噪的目的。

4.3 駕駛室地板中前部及左右車門外壁板

駕駛室地板振動(dòng)主要是隨著頻率的升高，從地板中部過渡到地板前部。在整車系統(tǒng)中，駕駛室前部與車架通過翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)固定連接在一起，翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的支撐臂以及扭桿都會(huì)對(duì)駕駛室前部地板的剛度起到一定增強(qiáng)。同樣在駕駛室內(nèi)座椅等安裝之后，地板中部板件局部會(huì)得到一定程度的加強(qiáng)作用，對(duì)于駕駛室中前部地板，車架與其間空隙較小，且本身及其周圍結(jié)構(gòu)復(fù)雜，改善起來難度較大，效果難以預(yù)測(cè)。

左右車門外壁板的振動(dòng)主要集中在頂棚振動(dòng)之后。與頂棚的情況類似，主要可以從車門內(nèi)部的加強(qiáng)筋位置，以及外壁板與車門內(nèi)部部件之間的連接關(guān)系可以進(jìn)一步加強(qiáng)，減少振動(dòng)，見圖12、圖13。

5 結(jié)論

（1）產(chǎn)生振動(dòng)噪聲最主要的部件為頂棚、駕駛室地板中前部以及左右車門外壁板。

（2）結(jié)構(gòu)、內(nèi)飾的阻尼特性以及吸能材料的作用并沒有在計(jì)算過程中體現(xiàn)，導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果與實(shí)際結(jié)果出現(xiàn)誤差。

［1］李洪亮，丁渭平，王務(wù)林.汽車噪聲控制技術(shù)的最新進(jìn)展與發(fā)展趨勢(shì)［J］.汽車技術(shù)，2007，4:1-4.

［2］LAURENT G，MORAD K，ENERGY D.Field approach for low-and medium-frequency vibration oacoustic analysis of a car body using a probabilistic computational model[R].SAE，2009.

［3］馬天飛，林逸，張建偉.轎車車室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)分析［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005，41(7)：225-230.

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［5］王昊涵.車身聲振模態(tài)分析及其頂棚NVH特性改進(jìn)［D］.西南交通大學(xué)，2008.

［6］惠巍，劉更，吳立言.轎車聲固耦合低頻噪聲的有限元分析［J］.汽車工程，2006，28(12):1070-1073.

［7］楊小衛(wèi)，等.車輛駕駛室頂板振動(dòng)的影響分析［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2009，8.