黃 松，史建鵬，周 權，周忠勝

（東風汽車公司 技術中心，武漢430058）

作為汽車特殊成員的越野車家族，由于行駛過程中振動劇烈，將使駕駛員無法進行車外觀察和車內(nèi)儀表數(shù)據(jù)的讀取，也使車載武器作用的發(fā)揮受到極大地限制。同樣如果車內(nèi)噪音太大，將極大地影響車內(nèi)乘員之間的溝通和信息的交流。故NVH性能對越野車更為重要。

本文主要采用噪聲傳遞函數(shù)計算方法，結合越野車的TB車身模態(tài)和聲腔模態(tài)計算，預測噪聲問題的頻率值和產(chǎn)生噪聲的板件，并對仿真結果進行分析判斷，對車體采取一定的措施，從而達到減小車內(nèi)噪聲的目的。主要考慮發(fā)動機車身懸置點、減振器和懸架彈簧車身安裝點、排氣掛鉤車身側安裝點等車身接附點對車身的激勵引起的板件振動，得到駕駛員和副駕駛員耳旁的聲壓值，也就是得到噪聲傳遞函數(shù)曲線［1］。

1 噪聲問題描述

進行試驗和仿真分析的車型是某防護型指揮車。試驗分為兩組，第一組為無立柱，第二組為前頂棚增加兩根立柱。圖1為增加立柱以后的某車體結構。

通過實驗結果可以看出，無立柱情況下，以下兩種工況的試驗結果如下。

在發(fā)動機怠速800 r/min工況時，發(fā)動機本體輻射噪音在 79 Hz、500 Hz、1 260 Hz時有明顯峰值。該工況下駕駛員耳旁聲壓在50 Hz、79 Hz、125 Hz、250 Hz附近有明顯峰值，副駕駛員耳旁聲壓也在50 Hz、79 Hz、125 Hz、250 Hz 等幾個頻率附近有明顯峰值。

在發(fā)動機最高轉速工況下，發(fā)動機本體輻射噪音在50 Hz、99 Hz等頻率處有明顯峰值。該工況下駕駛員耳旁聲壓在 50 Hz、99 Hz、250 Hz附近有明顯峰值，副駕駛員耳旁聲壓也在50 Hz、99 Hz、250 Hz等幾個頻率附近有明顯峰值。

而通過進行噪聲傳遞函數(shù)（NTF）分析得到車身靈敏度曲線可以看出，在 52 Hz、97 Hz、124 Hz、148 Hz、181 Hz等處存在較為明顯的峰值。

由以上結果對比可以得出 50 Hz、99 Hz、125 Hz等處，試驗和仿真均出現(xiàn)了明顯峰值，也從一定程度上說明了進行仿真預測的準確性，為后續(xù)提出改善意見提供了基礎。

2 噪聲產(chǎn)生機理

某防護型指揮車最初通過CAE分析進行NVH問題查找，主要是查看白車身模態(tài)振型，查找在出現(xiàn)NVH問題的頻率下振型較大的部位，然后在該部位采取改進措施。

通過進行某無立柱白車身模型模態(tài)分析，可以看出：

（1）在24.1 Hz和27.1 Hz處，中頂棚處都出現(xiàn)明顯的局部模態(tài)。

（2）在32.8 Hz頻率處，車身后部左右側圍均出現(xiàn)較為明顯的局部模態(tài)。

（3） 在 37.6 Hz、38 Hz、39.7 Hz 處對應后頂棚局部模態(tài)。

通過查看以上局部模態(tài)部位，采取了相應的改進措施—前頂棚增加雙立柱。通過增加立柱后和增加立柱前的NVH試驗對比分析，得出結論是在車速為40～90 km/h的常用車速范圍內(nèi)，駕駛員和副駕駛員耳旁噪聲無明顯變化，可以認為無改善效果；在30 km/h、100 km/h、110 km/h 車速時，車內(nèi)噪音有所減小，特別是在110 km/h時，駕駛員耳旁聲壓下降了3.7 dB（A），但是這三個車速并不是常用行駛速度，所以綜合來講前頂棚處增加立柱對車內(nèi)噪聲情況無改善作用。究其原因，可以從以下幾個方面來看。

（1）白車身模型和實際的試驗車身有一定的差別，由以上公式推導可知，所有的固有頻率值均與系統(tǒng)中的所有的質量、剛度等有關系，在整體彎曲剛度和扭轉剛度上差別較大，且由于實車帶有車門等部件，車身板件局部模態(tài)頻率和振型和白車身不一樣。

（2）鑒于以上差別存在，采取的改進措施將會有一定的誤差，不一定能解決NVH問題。

要使仿真模型狀態(tài)盡可能與實際車體狀態(tài)接近，就需要對車身模型進行進一步的細化，當然這樣也會增加建模時間和仿真、解析時間。

3 噪聲傳遞函數(shù)分析

3.1 聲學霍姆赫茲（Helmholtz）波動方程

3.1.1 聲波連續(xù)方程

假定流體介質是理想的非粘性介質。流體中的聲學響應，如聲壓和聲強等，可以看作在一個穩(wěn)定的流體場基礎上增加了一個擾動量。因此流體中的總聲壓p、流體的密度ρ和流體的速度ν在任意時刻t和任意位置（x，y，z）可以分別表示如下：

式中：p0、ρ0、ν0分別為靜態(tài)時的聲壓、 密度和速度；p′、ρ′、ν′分別為由外界擾動引起的流體聲壓、密度和速度變化量，ν=νxi+νyj+νzk。

如果沒有聲源激勵，聲波連續(xù)方程可以表示為：

如果在微元體內(nèi)有單位體積的體積速度q引起的附加質量，即

并且假定 q0（x，y，z，t）=0，這時候聲波連續(xù)方程表示為：

3.1.2 聲波的運動方程

根據(jù)牛頓第二定律推導出聲波的運動方程，將聲波的運動方程表示為矢量形式為：

3.1.3 聲波的物態(tài)方程

由于聲傳播速度比熱傳播的速度快得多，因此可以認為聲波的傳播過程是絕熱的，聲波的物態(tài)方程可以表示為：

式中：γ為氣體定壓比熱容與定容比熱容之比，γ=cpcν，對于空氣，γ=1.402。

3.1.4 聲波的波動方程

將以上三個方程中的高階小量去掉，只保留線性部分，可以得到：

將式（7）對時間t求偏導得：

將式（8）代入式（10）可得

將式（9）對時間求二次偏導可得

代入式（11）可得到在均勻介質、非黏性和絕熱狀態(tài)下流體內(nèi)的縱向波的線性聲學波動方程為：

人們感興趣的是在穩(wěn)定的簡諧激勵下的穩(wěn)定的聲場，因為相當多的聲源是做簡諧振動的，另外根據(jù)傅里葉級數(shù)或者傅里葉變換，任意隨時間的振動可以看成多個簡諧振動的相加或者積分。設：

將式（14）和（15）代入式（13）中，得到聲學霍姆赫茲方程（Helmholtz）為：

3.2 車身聲學靈敏度

車身聲學靈敏度是指單位激勵作用在車身支撐點，在人耳處測量到的噪聲級。

車身聲學靈敏度在概念上可以分解為兩項，V/F和P/V。V/F代表車身結構振動傳遞函數(shù)，P/V代表車身振動轉化為人耳處噪聲的能力。

P/F即為聲學靈敏度方程，也就是噪聲傳遞函數(shù)。質量、剛度和阻尼都對V/F有直接影響。

當頻率低于車身模態(tài)振動模態(tài)頻率時，增加剛度有利于降低該頻率附近的V/F。當頻率高于車身某特定振動模態(tài)頻率時，增加質量有利于降低該頻率處的V/F。具體在那些地方增加剛度和質量，需要視模態(tài)振型的情況而定。當頻率接近車身某特定振動模態(tài)頻率時，增加阻尼有利于降低該頻率附近的V/F。

車內(nèi)噪聲是車身聲學靈敏度和激勵力的乘積，為降低車內(nèi)噪聲不僅要降低聲學靈敏度，還要降低激勵力和激勵力的傳遞，這就還需要激勵點處有一定的動剛度［5］。

3.3 流固耦合系統(tǒng)有限元方程

對于車身結構模型，運動微分方程可以寫為：

式中：mss、kss分別為車身結構的質量矩陣和剛度矩陣；x為結構位移矢量；Fs為施加于結構上的外力矢量。

車內(nèi)空腔聲學有限元模型微分方程可以寫為：

式中：mff、kff分別為空腔的聲學質量矩陣和剛度矩陣；p為節(jié)點聲壓矢量；F′為單元表面?zhèn)鬟f給流體的廣義力矢量，由系統(tǒng)的邊界條件決定。

考慮車身結構與車室內(nèi)空氣之間的相互作用，流固耦合系統(tǒng)的有限元方程式可以寫為

式中：S為結構聲學耦合矩陣；c0為聲波在空氣中的傳播速度；ρ0為空氣密度［6］。

3.4 帶內(nèi)飾車身（TB）模型創(chuàng)建

借鑒乘用車NVH仿真模型狀態(tài)，通過創(chuàng)建乘用車的帶內(nèi)飾車身（TB）模型，即可較好的滿足模型計算的精度要求，所以也需要創(chuàng)建某防護型指揮車的TB車身模型，作為進行NVH分析的基礎模型。

通過在某防護型指揮車白車身模型基礎上增加四個側邊車門、一個后背門、車內(nèi)座椅、發(fā)動機罩等車身部件，然后進行局部配重處理，即可得到其TB模型。創(chuàng)建的TB模型如圖2所示。

3.5 聲腔模型的創(chuàng)建

進行NVH分析，聲腔模型是基礎模型之一，通過聲腔模型的模態(tài)分析可以大致得到車內(nèi)空間的聲壓分布情況，通過觀察零聲壓節(jié)線位置，可以預測車內(nèi)乘員耳點是否處在聲壓較低處［7］。

將TB模型的內(nèi)表面提取出來，建立一個模擬車體內(nèi)空氣的模型，即為聲腔模型。該聲腔模型考慮了座椅占據(jù)的空間，將座椅空間留出，表明該處無空氣。創(chuàng)建聲腔模型如圖3所示。

3.6 TB模態(tài)和聲腔模態(tài)分析

進行了某防護型指揮車的TB模型的模態(tài)分析，觀察模態(tài)振型得出以下結論。

（1） 在 52.4 Hz、53 Hz、66.5 Hz、68.3 Hz、118.4 Hz處，車身后部左右側圍板出現(xiàn)較為明顯的局部模態(tài)。

（2） 在 53 Hz、66.5 Hz、68.3 Hz、68.7 Hz、96.1 Hz、97 Hz、118.1 Hz、122.5 Hz、143.3 Hz 等頻率處，頂棚出現(xiàn)各種振型的明顯局部模態(tài)。

（3） 在 65.7 Hz、145.4 Hz等頻率下， 車身地板出現(xiàn)較為明顯的局部模態(tài)。

接著進行了聲腔模態(tài)分析，對應的各階模態(tài)結果如表1所示。

3.7 噪聲傳遞函數(shù)分析

運用流固耦合方法，對某防護型指揮車進行了噪聲傳遞函數(shù)（NTF）計算分析，得到了駕駛員和副駕駛員耳旁聲壓曲線—噪聲傳遞函數(shù)曲線。通過對曲線進行解析，可以得到一個綜合性的結論，無論是駕駛員耳旁聲壓還是副駕駛員耳旁聲壓，均在在52 Hz、97 Hz、124 Hz、148 Hz、181 Hz 等處存在較為明顯的峰值。對某防護型指揮車的TB模態(tài)和聲腔模態(tài)結果進行分析， 可以判斷，52 Hz、97 Hz、124 Hz等處存在的聲壓峰值可能是由于結構上板件振動和聲腔耦合導致，而這些頻率點正好和試驗中出現(xiàn)NVH 問題的頻率點如 50 Hz、99 Hz、125 Hz 等接近。部分的模態(tài)比對如下圖4所示。

表1 聲腔網(wǎng)格前10階模態(tài)

4 NVH性能改進

由于車體內(nèi)部結構已經(jīng)固定，聲腔模態(tài)無法進行改進，只能采取措施改變結構的整體或者局部模態(tài)。結合以上的結構模態(tài)分析、聲腔模態(tài)分析以及NTF分析結果，可以看出，導致車內(nèi)聲壓過大的主要車身板件有車頂棚、車身后側圍板、車地板局部等，這些板件結構較為簡單，接近于平板，極易與聲腔耦合共振放大車內(nèi)聲壓值。故主要對這些板件尤其是頂棚采取措施以降低車內(nèi)聲壓。通過觀察振型云圖，可以明確采取改進措施的部位。本文通過在車頂棚后部振型較大的地方增加了兩個質量塊（見圖5）。

通過對采取改進措施以后的車體進行NTF計算，選取駕駛員耳旁聲壓對發(fā)動機左懸置點Z向激勵響應得NTF曲線進行對比，對比結果如圖6和圖7所示。

其中，藍線為頂棚加質量前的NTF曲線，綠線為加質量點后的NTF曲線。

通過圖7可以看出，在后頂棚增加質量塊有效降低了52 Hz、97 Hz等各頻率點的聲壓值，說明對頂棚采取一定的措施是可以優(yōu)化車內(nèi)聲壓的。如果在頂棚后部、車體后側圍板處、地板等處增加加強筋或者貼阻尼片，降噪效果將更好。

5 NVH性能分析結論

通過以上分析可以得出以下結論。

（1）通過模態(tài)分析、NTF分析等CAE仿真手段可以較好的預測車體的NVH問題，能夠準確找到引起NVH問題的車身板件，并采取相應改進措施。

（2）通過CAE仿真分析和實車試驗都可以得出在50 Hz、99 Hz、125 Hz等頻率附近，駕駛員耳旁聲壓較大，是由于板件振動和聲腔耦合所致，需要采取措施降低這些頻率點的聲壓值。

（3）通過模態(tài)振型判斷車頂棚、車體后側圍板處、地板等處振動較大，通過在頂棚加質量塊進行移頻處理后，聲壓值降低。

（4）還可以通過在頂棚后部、車體后側圍板處、地板等處增加加強筋或者貼阻尼片，降噪效果將更好。

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