姚雨涵 張勝蘭 夏洪兵 劉 偉

（1.湖北汽車工業(yè)學(xué)院汽車工程學(xué)院 十堰 442002）

（2.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心有限公司汽車工程研究院 天津 300300）

1 引言

隨著汽車設(shè)計(jì)水平及生產(chǎn)技術(shù)的不斷提高，汽車的舒適性成為區(qū)分汽車品質(zhì)的重要因素之一。車身內(nèi)的振動(dòng)和噪聲是衡量乘坐舒適性的重要指標(biāo)，從車身的角度對(duì)噪聲傳遞函數(shù)（NTF）進(jìn)行分析是控制汽車噪聲在現(xiàn)代汽車開(kāi)發(fā)過(guò)程中重要的步驟之一［1］。而NTF 分析通常需要準(zhǔn)確獲取聲腔的聲學(xué)特性參數(shù)。耦合封閉聲腔的廣泛存在于各種工業(yè)和生活場(chǎng)合，如飛機(jī)、船舶及車輛艙室等環(huán)境下的噪聲控制。國(guó)內(nèi)外學(xué)者利用許多方法對(duì)封閉聲腔的聲輻射進(jìn)行了大量的研究。Pan［2］從理論和試驗(yàn)對(duì)耦合封閉聲腔的ASAC 機(jī)理進(jìn)行了深入的研究，王園等［3］分析了聲腔深度對(duì)聲腔模態(tài)與板模態(tài)傳遞因子大小、耦合系統(tǒng)共振頻率、模態(tài)衰減時(shí)間的影響。趙樂(lè)斌等［4］建立有無(wú)座椅兩種狀態(tài)下的聲腔，仿真聲固耦合模態(tài)參數(shù)驗(yàn)證座椅聲腔的必要性。本文主要對(duì)基于附加開(kāi)閉件的聲腔進(jìn)行研究，將對(duì)比傳統(tǒng)聲腔模型，對(duì)添加開(kāi)閉件聲腔模型與車身結(jié)構(gòu)間的耦合特性進(jìn)行深入分析，考慮兩種聲腔模型下的噪聲傳遞函數(shù)分析結(jié)果。為探索開(kāi)閉件聲腔模型對(duì)噪聲傳遞函數(shù)仿真分析的影響，分別建立傳統(tǒng)車內(nèi)聲腔模型的聲固耦合系統(tǒng)和附加開(kāi)閉件聲腔的車內(nèi)聲固耦合系統(tǒng)。采用以聲腔模態(tài)分析、板件貢獻(xiàn)量分析、原點(diǎn)動(dòng)剛度分析三種方法并結(jié)合所選車型的NTF 曲線特點(diǎn)，有針對(duì)性地分析開(kāi)閉件聲腔在聲腔建模時(shí)需要被考慮的原因。并通過(guò)NTF 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性和方法的有效性。

2 車內(nèi)聲學(xué)特性機(jī)理分析

2.1 車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲機(jī)理分析

車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲由發(fā)動(dòng)機(jī)和外界激勵(lì)通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)和懸架傳遞到車身板件上，激起板件的振動(dòng)，引起車內(nèi)聲腔體積的變化，使得聲壓波動(dòng)，造成噪聲的產(chǎn)生。同時(shí)，聲腔內(nèi)的空氣通過(guò)運(yùn)動(dòng)作用在車身上，也會(huì)激起板件的振動(dòng)。因此，車身板件和聲腔存在相互作用［5］。它們之間的耦合關(guān)系可以耦合矩陣R表示。

板結(jié)構(gòu)施加在流體上的力的關(guān)系式，如式（1）所示。

式中U?為加速度，F(xiàn)1為板結(jié)構(gòu)施加在流體上的力。

流體作用在板結(jié)構(gòu)上的力的關(guān)系式，如式（2）所示。

式中，F(xiàn)f為流體作用在板結(jié)構(gòu)上的力，Q為聲腔的聲壓。

將封閉空間分成若干個(gè)小空間進(jìn)行離散，則流場(chǎng)內(nèi)的波動(dòng)方程可以寫(xiě)成有限元矩陣方程，如式（3）所示。

式中：Mf為流體等效質(zhì)量矩陣；Cf為流體等效阻尼矩陣；Kf為流體等效剛度矩陣；P 為各節(jié)點(diǎn)的聲壓向量；P?為聲壓一階導(dǎo)數(shù)向量；P?為聲壓二階導(dǎo)數(shù)向量。

將板件的振動(dòng)輸入賦值在聲腔上，則得到關(guān)系式，如式（4）所示。

板件振動(dòng)推動(dòng)聲腔聲壓變化可以體現(xiàn)出聲壓變化的特征。同時(shí)，板件與聲腔振動(dòng)的頻率接近時(shí)會(huì)發(fā)生共振，產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴聲。因此，聲腔與車身板件的耦合分析可以找到引起共振的板件并改進(jìn)其結(jié)構(gòu)有效地控制轟鳴聲，是車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲分析與優(yōu)化的基礎(chǔ)。

2.2 聲腔系統(tǒng)模態(tài)機(jī)理分析

與車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)類似，聲腔也具有模態(tài)振型、頻率。在某一頻率下，聲波在車身聲腔內(nèi)傳播時(shí)，入射波與反射波存在相互抵消或疊加的關(guān)系，在不同位置產(chǎn)生不同的聲壓分布情況［6］。當(dāng)邊界的結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)向量為零向量時(shí)，有限元流體方程為

式中：Mf為流體等效質(zhì)量矩陣；Kf為流體等效剛度矩陣；p為單元節(jié)點(diǎn)壓力。

其特征方程為

由此分析計(jì)算聲腔模態(tài)的頻率和振型。關(guān)注聲腔模態(tài)對(duì)于聲腔在改變結(jié)構(gòu)控制車內(nèi)噪聲是十分關(guān)鍵的，因此，在仿真過(guò)程中，關(guān)注聲腔模型的準(zhǔn)確性是有意義的。

3 有限元仿真模型分析

3.1 模型建立

噪聲傳遞函數(shù)的模型包括內(nèi)飾車身模型和聲腔模型。利用HyperMesh 軟件建立車內(nèi)聲固耦合系統(tǒng)的有限元模型。內(nèi)飾車身模型包括白車身、動(dòng)力總成懸置、四門(mén)兩蓋、座椅總成、副車架等，主要采用四邊形和少量三角形殼單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，選取單元大小為10mm。本項(xiàng)目針對(duì)SUV 車型轎車，建立結(jié)構(gòu)內(nèi)飾車身模型如圖1所示。

圖1 內(nèi)飾車身模型

聲腔建模的目的是為了仿真車內(nèi)空氣的作用?？諝庾鳛橐环N媒介具有固定的屬性，因此聲腔模型是仿真工作中必須建立的模型。聲學(xué)網(wǎng)格的尺寸必須小于波長(zhǎng)的1/6［7］。根據(jù)計(jì)算，選取模型單元大小為50mm，聲腔采用四面體單元進(jìn)行離散，材料屬性為流體，采用MAT10 來(lái)定義。傳統(tǒng)車內(nèi)聲腔模型通常只包括空氣腔和座椅聲腔兩部分，如圖2（a）所示。作為本文研究對(duì)象，另外還需建立開(kāi)閉件（四門(mén)）聲腔模型，如圖2（b）所示。

圖2 聲腔模型

3.2 NTF分析及對(duì)比

噪聲傳遞函數(shù)（NTF）是指在一個(gè)系統(tǒng)中，輸出噪聲（如駕駛員右耳聲壓）與輸入激勵(lì)載荷（如在車身關(guān)鍵接附點(diǎn)施加振動(dòng)激勵(lì)）的比值。采用模態(tài)頻響法，計(jì)算單位載荷下駕駛員右耳側(cè)的聲壓變化曲線［8］。整個(gè)分析模型不施加任何約束，為自由狀態(tài)，在車身和底盤(pán)的15 個(gè)主要接附點(diǎn)處分別施加X(jué)、Y、Z 方向，大小為1 N 的激勵(lì)，內(nèi)飾車身模型分析頻率范圍為20Hz～200Hz，聲腔模型分析頻率范圍為0～600 Hz。在內(nèi)飾車身模型不變的前提下，分別計(jì)算采用常規(guī)聲腔模型和附件開(kāi)閉件聲腔的聲腔模型的噪聲傳遞函數(shù)。將同一接附點(diǎn)，同一方向的兩條聲壓曲線進(jìn)行對(duì)比，得到如圖3 所示聲壓變化曲線。

圖3 NTF聲壓變化曲線對(duì)比

由聲壓變化曲線可看出，添加開(kāi)閉件聲腔后，聲壓曲線呈現(xiàn)的規(guī)律是：幅值發(fā)生改變，峰值頻率基本未變。因此，四門(mén)開(kāi)閉件聲腔對(duì)NTF結(jié)果影響較大，最大影響處有6dB 的差異。因此需要聲腔模態(tài)分析，板件貢獻(xiàn)量分析，車門(mén)內(nèi)/外板IPI（原點(diǎn)動(dòng)剛度）相位分析等輔助分析NTF聲壓曲線變化產(chǎn)生的原因。

3.3 聲腔模態(tài)分析

附加開(kāi)閉件聲腔的聲腔模態(tài)分析可以體現(xiàn)出壓力的變化，每階聲腔模態(tài)都有不同的振型。仿真得到車內(nèi)前200Hz 范圍內(nèi)的聲學(xué)固有頻率與模態(tài)振型，前6 階的振型圖如圖4 所示。

圖4 開(kāi)閉件聲腔模態(tài)振型圖

由仿真結(jié)果可以看出，在200Hz內(nèi)，開(kāi)閉件（四門(mén)）的聲腔無(wú)明顯模態(tài)，可以排除左右門(mén)聲腔自身模態(tài)問(wèn)題。

3.4 板件貢獻(xiàn)量分析

包圍聲腔的各個(gè)結(jié)構(gòu)板件對(duì)參考點(diǎn)聲壓響應(yīng)的貢獻(xiàn)量稱為板件貢獻(xiàn)量［9］。為分析與開(kāi)閉件聲腔產(chǎn)生影響的因素，將四門(mén)的內(nèi)/外板作為聲學(xué)板件貢獻(xiàn)量分析的重點(diǎn)板件。以后副車架右后接附點(diǎn)X向?yàn)槔?，附加開(kāi)閉件聲腔與傳統(tǒng)聲腔對(duì)比計(jì)算出的其NTF 曲線（圖3（a））在73Hz 左右降低，在90Hz左右提升。由此，找出73Hz和90Hz附件的板件模態(tài)變化與板件貢獻(xiàn)量，如圖5所示。

圖5 關(guān)鍵頻率附件的板件模態(tài)振型圖

根據(jù)圖5 所示的車門(mén)模態(tài)，72.72Hz 存在左后車門(mén)、右后車門(mén)的外板模態(tài)；90.09Hz存在左后車門(mén)內(nèi)板模態(tài)。根據(jù)圖6 所示的板件貢獻(xiàn)量，右前門(mén)內(nèi)板在73Hz 貢獻(xiàn)量明顯；90Hz 時(shí)，左前門(mén)內(nèi)板、左后門(mén)內(nèi)板負(fù)貢獻(xiàn)量明顯。內(nèi)板與聲腔直接接觸，其振動(dòng)對(duì)聲腔內(nèi)聲壓變化有直接影響，且從板件貢獻(xiàn)量看，內(nèi)板的振動(dòng)對(duì)車內(nèi)聲壓影響最大。而外板有模態(tài)，對(duì)NTF 的變化有一定的貢獻(xiàn)，但不是因外板向內(nèi)板傳遞輻射導(dǎo)致，并非主要貢獻(xiàn)。因此，外板、聲腔模態(tài)與內(nèi)板發(fā)生相互作用，改變內(nèi)板輻射振動(dòng)質(zhì)量能量的可能性最大。

圖6 板件貢獻(xiàn)量分布圖

3.5 內(nèi)/外板IPI（原點(diǎn)動(dòng)剛度）相位分析

IPI（Input Point Inertance）分析是頻響分析的一種［10］。為獲取車門(mén)內(nèi)、外板的相位作用，在車門(mén)的內(nèi)外板各取一點(diǎn)，施加單位簡(jiǎn)諧激振力，激勵(lì)點(diǎn)同為響應(yīng)點(diǎn)，輸出加速度幅值和相位。其相位圖如圖7所示。

圖7 車門(mén)內(nèi)/外板相位圖

由相位圖可以看出，內(nèi)/外板X(qián) 方向上在80Hz附件具有相反的相位，Y 方向上在120Hz 附近相位相反、Z 向的振動(dòng)相位在80Hz～120Hz 不同，因此車門(mén)的內(nèi)外板對(duì)振動(dòng)有增益/抵消作用，從而影響附加開(kāi)閉件聲腔的車內(nèi)聲-固耦合系統(tǒng)仿真結(jié)果中的NTF曲線變化。

4 噪聲傳遞函數(shù)試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步對(duì)前述分析方法的有效性進(jìn)行驗(yàn)證，開(kāi)展了相關(guān)的結(jié)構(gòu)力-振動(dòng)噪聲響應(yīng)傳遞函數(shù)NTF試驗(yàn)。 試驗(yàn)采用力錘激勵(lì)法，利用LMS SC316-UTP（48）數(shù)據(jù)采集器和BW 13510加速度傳感器測(cè)試裝飾車身的NTF 傳遞函數(shù)。響應(yīng)點(diǎn)為車內(nèi)駕駛員右耳位置噪聲，測(cè)試頻率帶寬為20Hz～200Hz［11～15］。外力激勵(lì)點(diǎn)位置位于前/后副車架等接附點(diǎn)，圖8為傳感器接附點(diǎn)位置。

圖8 激勵(lì)接附點(diǎn)位置圖

利用LMS Test.Lab 軟件測(cè)試，整理測(cè)試結(jié)果，并與有無(wú)附件開(kāi)閉件聲腔的兩組仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)標(biāo)得到如圖9所示曲線。

由圖9 可知，試驗(yàn)測(cè)試得到的響應(yīng)與兩種聲腔模型仿真計(jì)算得到的響應(yīng)對(duì)比可知，采用附件開(kāi)閉件聲腔的聲腔模型系統(tǒng)更接近試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，峰值響應(yīng)對(duì)應(yīng)的振頻基本與試驗(yàn)測(cè)試吻合，即驗(yàn)證了仿真中附件開(kāi)閉件聲腔的聲腔模型更準(zhǔn)確，更具有效性。

圖9 NTF對(duì)標(biāo)曲線

5 結(jié)語(yǔ)

本文有針對(duì)性地分析了開(kāi)閉件聲腔在聲腔建模時(shí)需要被考慮的原因。得到結(jié)論如下：在噪聲傳遞函數(shù)特性仿真分析中，聲腔模型建立的不合理將會(huì)影響聲腔的聲學(xué)特性參數(shù)辨識(shí)。開(kāi)閉件聲腔對(duì)噪聲傳遞函數(shù)分析結(jié)果的影響集中體現(xiàn)在NTF 曲線變化80Hz～120Hz 之間。因外板-內(nèi)板振動(dòng)相位不同，對(duì)振動(dòng)有增益/抵消作用，從而改變NTF 曲線。因此，開(kāi)閉件聲腔對(duì)噪聲傳遞函數(shù)分析結(jié)果影響較大，建模時(shí)需考慮添加。附加開(kāi)閉件聲腔的聲腔模型表面振動(dòng)具有方向性，這對(duì)于車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲控制具有指導(dǎo)作用，可有針對(duì)性地進(jìn)行建模分析，解決實(shí)際工程問(wèn)題。