侯獻軍 郭金 杜松澤 郭彩祎

（現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點試驗室 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會產(chǎn)生輻射噪聲，這種輻射噪聲以20～200 Hz的低頻噪聲為主，通過對噪聲貢獻量較大的板件結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化抑制其振動，可達到降低噪聲的目的[1-3]。

相關(guān)學者對基于板件貢獻量的車內(nèi)降噪方法進行了研究。如，張立軍等人[4-5]基于有限元方法，采用阻隔結(jié)構(gòu)降低對應板件的噪聲貢獻量；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，板件振速為目標的非線性的響應面模型，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)對板件貢獻量進行了分析。以上研究中對于噪聲問題頻率的分析主要依靠試驗測試，未考慮結(jié)構(gòu)與聲腔模態(tài)的對應關(guān)系，而且針對板件結(jié)構(gòu)的改進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。

本文通過對車內(nèi)噪聲的測試分析，結(jié)合車內(nèi)聲腔模態(tài)頻率，確定了車內(nèi)噪聲的主要貢獻頻率，并基于聲振耦合模型找出了噪聲貢獻量最大的板件，通過對板件結(jié)構(gòu)模態(tài)分析確定了阻尼材料的最佳粘貼位置，同時優(yōu)化了阻尼材料厚度，通過實車測試驗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級乘用車車身結(jié)構(gòu)及鈑金件為研究對象，建立其有限元計算模型并進行校準。由于車身板件結(jié)構(gòu)復雜，所以建立模型時對車身進行了合理的簡化，采用RBE2單元進行剛性連接。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級車車身有限元模型如圖1所示。

圖1 某B級車車身有限元模型

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

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

表1 車身前10階模態(tài)頻率與試驗結(jié)果對比

通過提取車身內(nèi)部表面網(wǎng)格對車內(nèi)聲腔進行建模，根據(jù)聲學模型必須滿足一個波長內(nèi)至少有6個網(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)的聲學有限元模型，如圖2所示。

圖2 車內(nèi)聲腔模型

2.2 測試數(shù)據(jù)及聲腔模態(tài)分析

對車輛怠速工況下的噪聲值進行測試,車內(nèi)駕駛員右耳測點聲壓級總體變化趨勢如圖3所示。提取怠速工況下幾個主要峰值對應的頻率（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)的振動來降低車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲。

圖3 試驗測試的駕駛員右耳聲壓級

由于發(fā)動機在怠速時（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為786 r/min）的2階激勵頻率為26.2 Hz，結(jié)合圖3中在27 Hz時出現(xiàn)的車內(nèi)噪聲峰值，可得出這部分噪聲主要是由發(fā)動機振動引起的，故不進行優(yōu)化研究。而由板件振動引起的輻射噪聲，一部分是由于板件振動與聲腔耦合，在激勵峰值的作用下產(chǎn)生振動所致，另一部分是由于激勵頻率與板件固有頻率相同時導致共振。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)頻率相同的激勵作用時會產(chǎn)生耦合共振，產(chǎn)生的聲壓相對較高。圖4為車內(nèi)聲腔的聲模態(tài)云圖，通過對聲腔模態(tài)頻率的分析，可找出其與車內(nèi)噪聲峰值所共同對應的頻率，進而確定車內(nèi)噪聲的主要貢獻頻率。

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)對圖3中頻率為53 Hz時的噪聲峰值起主要貢獻；車內(nèi)聲腔的第4、5階聲腔模態(tài)（頻率為93.4 Hz、127.1 Hz）對圖3中頻率為90 Hz、130 Hz的噪聲峰值起主要貢獻；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，故針對此3個主要頻率，通過聲振耦合模型分析車身板件貢獻量。

3 聲振耦合模型建立

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

式中，[Mf]為聲學等效質(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]為聲學等效剛度矩陣；{U}為單元節(jié)點位移矩陣；{P}為節(jié)點聲壓矩陣。

耦合狀態(tài)下結(jié)構(gòu)—流體運動方程用統(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)外激勵矩陣。

對式（3）進行求解得到車身結(jié)構(gòu)振動響應。本文以頻率為0～200 Hz范圍內(nèi)的發(fā)動機懸置振動激勵作為輸入計算車身板件振動速度，其速度云圖如圖5所示。

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

圖5 車身板件振動速度云圖

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，板件的振動速度也以車身頂棚值最大；在頻率為90 Hz時，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，車內(nèi)振動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)對板件聲學貢獻量進行分析。

4 車身板件貢獻量分析

當車身板件振動時，由振動所引起的能量波動通過傳遞矢量引起聲壓變化，總聲壓響應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)單元對車內(nèi)某點的聲學貢獻量De是該單元振動生成的聲壓Pe在車內(nèi)該點總聲壓P矢量上的投影，其表達式為：

式中，P*和P互為共軛復數(shù)；Re是De的實部。

通過對各單元疊加，得到整個板件振動引起的聲壓Pc為：

式中，m為組成板件的單元數(shù)。

由式（6）可得到板件的貢獻量為：

若計算得到板件貢獻量為正，表示對聲壓值有正的貢獻，通過抑制板件的振動可降低聲壓值；若貢獻量為負，則表示應增大板件的振動來降低聲壓值[10]。

將車內(nèi)板件劃分為19個部分，分別計算出頻率為54 Hz、90 Hz、130 Hz時板件對車內(nèi)測點的聲學貢獻量，結(jié)果如圖7所示。

圖7 駕駛員右耳處的板件聲學貢獻量分布

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

由上述分析可知，怠速工況下車內(nèi)輻射噪聲的主要貢獻板件是左、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，所以針對左、右側(cè)圍和頂棚進行阻尼材料的鋪設(shè)，以此改變這些板件的振動形態(tài),降低這些板件對車內(nèi)輻射噪聲的聲學貢獻量。

5 阻尼材料粘貼及試驗驗證

選用約束阻尼材料[6-7]控制車內(nèi)薄壁板件振動，通過對頻率為54 Hz、90 Hz和130 Hz時車身模態(tài)振型（圖8）及板件貢獻量的分析，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、板件振速為目標的非線性面響應模型，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

為驗證阻尼材料厚度及布置位置在實車中對聲壓的影響，結(jié)合實際車輛的安裝及測試條件，在車輛頂棚和車內(nèi)左、右、后側(cè)圍粘貼約束阻尼，并且對阻尼材料粘貼前、后進行實車測試，試驗結(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測試對比

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處聲壓級值降低4.97 dB，在頻率為54 Hz和130 Hz處聲壓級值分別降低2.79 dB和3.31dB。

6 結(jié)束語

車身薄壁板件振動引起的輻射噪聲對整車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)聲腔聲學模型，結(jié)合對車內(nèi)噪聲峰值頻率和聲腔模態(tài)頻率的對應性分析，找出板件輻射噪聲的主要貢獻頻率為54Hz、90Hz和130Hz。以車身結(jié)構(gòu)振動響應為邊界條件建立聲振耦合模型，計算車內(nèi)聲學響應，通過板件貢獻量分析找出對駕駛員右耳聲學貢獻量較大的板件為頂棚和側(cè)圍。對板件粘貼厚度為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分別降低2.79 dB和3.31 dB；在頻率為90 Hz處，聲壓級值降低4.97 dB，降噪效果顯著。

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