張志飛，尹奇彪，陳 釗，蒲弘杰，李 云，張 健

（1.重慶大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，重慶400030；2.東風(fēng)柳州汽車有限公司，廣西 柳州545005）

對(duì)于汽車車內(nèi)低頻噪聲問(wèn)題，可以通過(guò)在板件上鋪設(shè)阻尼材料來(lái)降低面板的振動(dòng)幅度和速度，改善車內(nèi)聲學(xué)舒適性[1]。Xu等利用平均聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)來(lái)識(shí)別問(wèn)題位置，在車身上鋪設(shè)阻尼材料后有效降低了車內(nèi)噪聲[2]。若阻尼材料采用完全覆蓋的方式附著于結(jié)構(gòu)表面，則重量和成本代價(jià)較高。為降低成本及提高阻尼材料的利用效率，往往在實(shí)際車身結(jié)構(gòu)的局部位置鋪設(shè)阻尼材料，關(guān)鍵在于如何確定最佳鋪設(shè)位置[3]。其中，張一麟等基于車身板件貢獻(xiàn)量分析，參考目標(biāo)板件模態(tài)振型結(jié)果進(jìn)行阻尼優(yōu)化布置[4]。而拓?fù)鋬?yōu)化方法可實(shí)現(xiàn)阻尼材料的優(yōu)化布置，袁維東等以模態(tài)損耗因子最大為優(yōu)化目標(biāo)[5]、張志飛等以自由阻尼結(jié)構(gòu)模態(tài)阻尼比最大為目標(biāo)進(jìn)行阻尼材料拓?fù)鋬?yōu)化[6]，此時(shí)這種優(yōu)化方法更多反映的是結(jié)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)。徐偉等以懸臂板結(jié)構(gòu)為例，通過(guò)實(shí)驗(yàn)與仿真驗(yàn)證了選取目標(biāo)點(diǎn)聲壓響應(yīng)作為拓?fù)鋬?yōu)化的目標(biāo)函數(shù)相較于以模態(tài)損耗因子最大為目標(biāo)能更直觀體現(xiàn)噪聲優(yōu)化結(jié)果[7]。目前，進(jìn)行車身阻尼材料的優(yōu)化布局時(shí)一般采用單位白噪聲作為激勵(lì)源，且多是在所有可能的激勵(lì)位置均加載[8-9]，而實(shí)際工況下各激勵(lì)位置、傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的影響程度不一致[10-11]，所以應(yīng)引入傳遞路徑分析方法對(duì)阻尼優(yōu)化時(shí)的激勵(lì)位置進(jìn)行篩選。

傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）作為一種可快速定位振動(dòng)噪聲問(wèn)題源的方法[10]，可有效地診斷汽車振動(dòng)噪聲問(wèn)題，找出主要貢獻(xiàn)路徑。但是在傳統(tǒng)傳遞路徑分析過(guò)程中，需要測(cè)量大量試驗(yàn)數(shù)據(jù)，耗時(shí)耗力[11-12]。隨著有限元方法的精度不斷提高，研究人員將試驗(yàn)與仿真手段相結(jié)合，既提高了分析效率，又兼顧試驗(yàn)的準(zhǔn)確性[13]。為在整車開(kāi)發(fā)初期診斷汽車振動(dòng)噪聲，唐中華等建立了包含底盤的整車有限元模型，可對(duì)路面激勵(lì)產(chǎn)生的低頻振動(dòng)噪聲進(jìn)行了虛擬傳遞路徑分析[14]。何智成等通過(guò)在整車剛?cè)狁詈夏Ｐ蜕鲜┘釉诙囿w動(dòng)力學(xué)模型中提取的載荷，進(jìn)行傳遞路徑分析，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)主要參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化[15]?？梢?jiàn)也可通過(guò)虛擬仿真的手段開(kāi)展傳遞路徑分析，借助模型獲取系統(tǒng)的傳遞函數(shù)，可減少試驗(yàn)人員工作量，提高分析效率。

為使所布置的車身阻尼材料能更有針對(duì)性地改善在實(shí)際工況下汽車的噪聲響應(yīng)，將傳遞路徑分析方法和拓?fù)鋬?yōu)化方法相結(jié)合來(lái)進(jìn)行阻尼材料布局優(yōu)化，提高阻尼材料的利用效率。以某款汽車怠速工況為例，以車內(nèi)噪聲峰值響應(yīng)為對(duì)象，利用通過(guò)試驗(yàn)獲得的激勵(lì)和響應(yīng)信號(hào)、通過(guò)有限元仿真得到的傳遞函數(shù)，針對(duì)峰值噪聲開(kāi)展傳遞路徑分析，減少激勵(lì)加載數(shù)量，并結(jié)合板件貢獻(xiàn)量分析找出主要板件為后地板，然后利用拓?fù)鋬?yōu)化對(duì)阻尼材料的布置進(jìn)行優(yōu)化，改善了具體工況下的車內(nèi)聲學(xué)性能。

1 怠速工況下車內(nèi)噪聲仿真分析與驗(yàn)證

1.1 有限元模型的建立

利用Hypermesh和Optistruct建立車身有限元模型，包括白車身、開(kāi)閉件、座椅、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、聲腔等。白車身和開(kāi)閉件主要由鈑金件構(gòu)成，白車身的上車體采用基本尺寸10 mm 的殼單元進(jìn)行模擬，下車體采用基本尺寸8 mm的殼單元進(jìn)行模擬。采用ACM（shell gap）單元模擬焊點(diǎn)連接，采用附加集中質(zhì)量模擬內(nèi)外飾和電器附件。在車身模型的基礎(chǔ)上，選擇基本尺寸為80 mm 的實(shí)體單元建立聲腔有限元模型，為了保證模型精度，在建立聲腔模型過(guò)程中需要注意使乘員艙聲腔與周圍壁板具有良好的貼合度。最后通過(guò)ACMODL 卡片將與聲腔模型相接觸的車身板件與聲腔進(jìn)行聲-固耦合連接。

最后建成的模型如圖1 所示，包括結(jié)構(gòu)模型和聲腔模型，結(jié)構(gòu)模型共有包含4 856 193 個(gè)殼單元，其中三角形單元有94 848 個(gè)，占總單元數(shù)的5%以內(nèi)，滿足模型精度要求，聲腔模型包含459 250 個(gè)流體單元。

圖1 內(nèi)飾車身有限元模型

1.2 有限元模型的驗(yàn)證

在進(jìn)行怠速工況的仿真分析之前，先進(jìn)行白車身自由模態(tài)仿真分析，之后利用激振器、加速度傳感器等實(shí)驗(yàn)設(shè)備對(duì)白車身自由模態(tài)進(jìn)行測(cè)試，獲取試驗(yàn)?zāi)B(tài)數(shù)據(jù)，對(duì)比白車身仿真模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的結(jié)果如表1所示。主要模態(tài)頻率誤差基本在5%以內(nèi)，驗(yàn)證了該白車身有限元模型的準(zhǔn)確性。

表1 白車身試驗(yàn)?zāi)B(tài)與有限元模態(tài)結(jié)果對(duì)比分析

在車身側(cè)選取發(fā)動(dòng)機(jī)懸置安裝點(diǎn)、排氣吊鉤安裝點(diǎn)等作為激勵(lì)位置，具體加載點(diǎn)名稱見(jiàn)表2。在怠速工況下，采集表2 加載點(diǎn)車身端時(shí)域振動(dòng)加速度信號(hào)，并將其轉(zhuǎn)換到頻域作為車身系統(tǒng)的激勵(lì)載荷，運(yùn)用頻率響應(yīng)法計(jì)算車內(nèi)駕駛員右耳的聲壓值，分析頻率范圍為20 Hz～250 Hz。

表2 路徑加載點(diǎn)與編號(hào)

計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖2 所示，兩者在峰值頻率處吻合度較高，表明該模型具有良好的可信度，可用于怠速工況下車內(nèi)噪聲響應(yīng)分析。試驗(yàn)與仿真結(jié)果均表明，在怠速工況下車內(nèi)噪聲峰值出現(xiàn)在121 Hz處，所以后續(xù)考慮對(duì)此頻率的噪聲信號(hào)進(jìn)行分析。

圖2 怠速工況下駕駛員右耳聲壓級(jí)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

2 傳遞路徑分析

基于線性時(shí)不變假設(shè)，系統(tǒng)輸出是由系統(tǒng)的輸入沿各自路徑傳遞至輸出位置后疊加的結(jié)果，因此，車內(nèi)駕駛員右耳的聲壓響應(yīng)Ptotal是每條路徑輸出的矢量之和[16]：

系統(tǒng)輸入與輸出之間的關(guān)系如下式：

式中：Pb表示第b(b≤m)個(gè)輸出，輸出的類型可以是力、位移、加速度等；Xa為第a(a≤n)個(gè)輸入，輸入的類型可以是力、壓力、加速度等；Hab表示輸入Xa沿各自路徑到輸出Pb的傳遞函數(shù)。

2.1 傳遞路徑分析模型

在建立傳遞路徑分析模型時(shí)，如果進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析時(shí)僅考慮幅值，當(dāng)降低與目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)方向相反路徑上的幅值，會(huì)使振動(dòng)加強(qiáng)，而非減弱，并不能達(dá)到減振的效果，所以進(jìn)行評(píng)價(jià)時(shí)需要綜合考慮相位和幅值對(duì)傳遞路徑貢獻(xiàn)量[14]。

假設(shè)第b條路徑響應(yīng)貢獻(xiàn)量與目標(biāo)點(diǎn)聲壓響應(yīng)矢量之間存在夾角θb，以目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)振動(dòng)加速度矢量為起始軸，取逆時(shí)針為正方向。若-90°≤θb≤90°，則表示該路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量為正；若θb＞90°或θb＜-90°，則表示該路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量為負(fù)。

因此，在考慮夾角的影響后，某特定頻率下某一條路徑的綜合貢獻(xiàn)量Cb為：

采用怠速工況測(cè)試得到的激勵(lì)位置的振動(dòng)加速度信號(hào)作為輸入，利用所建內(nèi)飾車身聲-固耦合有限元模型，在表2 所示的激勵(lì)位置加載單位加速度激勵(lì)，計(jì)算傳遞函數(shù)，然后在MATLAB 中根據(jù)試驗(yàn)中采集的加速度激勵(lì)和根據(jù)仿真模型計(jì)算的噪聲傳遞函數(shù)建立傳遞路徑分析模型，對(duì)駕駛員右耳噪聲進(jìn)行傳遞路徑分析?？紤]每個(gè)激勵(lì)點(diǎn)x、y、z3 個(gè)方向的平動(dòng)自由度，所以共有14×3=42條路徑。

2.2 傳遞路徑分析結(jié)果

通過(guò)傳遞路徑分析模型可找到各條路徑對(duì)于總響應(yīng)的綜合貢獻(xiàn)量，據(jù)此識(shí)別出在綜合考慮夾角影響的情況下，對(duì)目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)貢獻(xiàn)量較大的路徑，可為降低車內(nèi)噪聲提供指導(dǎo)。利用傳遞路徑分析對(duì)得到的駕駛員右耳121 Hz 頻率處各路徑貢獻(xiàn)量大小進(jìn)行排序，結(jié)果如圖3所示，在圖中列舉了前10條貢獻(xiàn)量較大的路徑，路徑編號(hào)見(jiàn)表2。

圖3 路徑貢獻(xiàn)量大?。?21 Hz）

這10 條路徑相對(duì)應(yīng)的路徑激勵(lì)Xa與傳遞函數(shù)Hab分別如圖4和圖5所示。其中，2號(hào)排氣吊鉤Z向（6Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置安裝點(diǎn)Z向（10Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置安裝點(diǎn)Z向（11Z）路徑的傳遞函數(shù)值高于其他路徑，傳遞函數(shù)值偏高可能是導(dǎo)致6Z、10Z、11Z路徑貢獻(xiàn)量較大的原因，可以通過(guò)優(yōu)化車身達(dá)到降低噪聲的目的。同時(shí)，就路徑激勵(lì)而言，3 號(hào)排氣吊鉤X向（7X）處激勵(lì)較大是造成該路徑貢獻(xiàn)較大的原因，通常較大的激勵(lì)會(huì)導(dǎo)致板件的劇烈振動(dòng)。因此雖然7X傳遞函數(shù)不大，同樣需通過(guò)優(yōu)化車身來(lái)降低車內(nèi)噪聲。

圖4 路徑激勵(lì)Xa（121 Hz）

圖5 路徑傳遞函數(shù)Hab（121 Hz）

綜上所述，僅在2 號(hào)排氣吊鉤Z向（6Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置安裝點(diǎn)Z向（10Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置安裝點(diǎn)Z向（11Z）、3 號(hào)排氣吊鉤X向（7X）4 處位置加載激勵(lì)進(jìn)行板件貢獻(xiàn)量分析。通過(guò)適當(dāng)布置阻尼對(duì)這4條路徑的傳遞函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

3 車身阻尼材料拓?fù)鋬?yōu)化

3.1 板件貢獻(xiàn)量分析

根據(jù)車內(nèi)結(jié)構(gòu)傳聲的產(chǎn)生機(jī)理可知，聲腔內(nèi)任意場(chǎng)點(diǎn)的總聲壓大小可以看作是與聲腔接觸的各面板振動(dòng)引起的聲壓的疊加[4]。為了進(jìn)一步分析車身板件對(duì)目標(biāo)峰值聲壓的影響，在盡量保證大小接近的原則下，將與聲腔耦合的車身板件劃分為以下30個(gè)部件：前擋風(fēng)玻璃、儀表板、前圍板、左前車門、左后車門、右前車門、右后車門、左前地板、右前地板、地板通道、后地板、備胎板、左輪包、右輪包等。

為查找駕駛員右耳121 Hz 處出現(xiàn)峰值的原因，根據(jù)傳遞路徑分析結(jié)果，利用Optistruct 求解器，在車身有限元模型中，在2號(hào)排氣吊鉤Z向（6Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置安裝點(diǎn)Z向（10Z）、發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置安裝點(diǎn)Z向（11Z）、3 號(hào)排氣吊鉤X向（7X）4 個(gè)位置加載加速度激勵(lì)，進(jìn)行單點(diǎn)激勵(lì)板件貢獻(xiàn)量分析。

板件貢獻(xiàn)量分析結(jié)果如圖6所示，從2號(hào)排氣吊鉤Z向（6Z）單點(diǎn)激勵(lì)板件貢獻(xiàn)量中可以看出，對(duì)121 Hz頻率處在駕駛員右耳位置聲壓峰值貢獻(xiàn)量排前三的板件分別是中地板、左地板、后地板，其中后地板為負(fù)貢獻(xiàn)量。

圖6 2號(hào)排氣吊鉤Z向激勵(lì)下121 Hz處板件貢獻(xiàn)量

如圖7 所示，從左懸置安裝點(diǎn)Z向（10Z）單點(diǎn)激勵(lì)下板件的貢獻(xiàn)量可知，此時(shí)對(duì)目標(biāo)點(diǎn)貢獻(xiàn)量最大的前3 個(gè)面板分別是前風(fēng)窗、左后車門、天窗，由于該車型前窗和天窗均為玻璃制件，故認(rèn)為該條路徑上貢獻(xiàn)量最大的部位在左后車門區(qū)域。

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置Z向激勵(lì)下121 Hz處板件貢獻(xiàn)量

如圖8 至圖9 所示，發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置安裝點(diǎn)Z向（11Z）、3 號(hào)排氣吊鉤X向（7X）這兩條路徑單點(diǎn)激勵(lì)下板件貢獻(xiàn)量最大的位置均為后地板區(qū)域。綜合考慮4 條路徑板件貢獻(xiàn)量的結(jié)果，后地板出現(xiàn)頻率最高，且既有正貢獻(xiàn)量也有負(fù)貢獻(xiàn)量，情況較為復(fù)雜，故選擇后地板作為后續(xù)阻尼材料鋪設(shè)的對(duì)象。

圖8 發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置Z向激勵(lì)下121 Hz處板件貢獻(xiàn)量

圖9 3號(hào)排氣吊鉤X向激勵(lì)下121 Hz處板件貢獻(xiàn)量

根據(jù)板件貢獻(xiàn)量分析結(jié)果，在后地板區(qū)域鋪設(shè)阻尼材料，并考慮后地板阻尼材料鋪設(shè)區(qū)域邊界所存在安裝干涉的問(wèn)題，選取阻尼材料屬性如表3 所示。后地板鋪設(shè)阻尼后，駕駛員右耳處聲壓響應(yīng)的計(jì)算結(jié)果如圖10 所示，121 Hz 處聲壓級(jí)大小從36.88 dB(A)減少到32.13 dB(A)。

表3 阻尼材料參數(shù)

圖10 全鋪設(shè)阻尼前后駕駛員右耳聲壓級(jí)對(duì)比

3.2 阻尼材料拓?fù)鋬?yōu)化模型

拓?fù)鋬?yōu)化方法對(duì)于優(yōu)化結(jié)構(gòu)性能或減輕重量有較好的適用性，能夠在降低噪聲的同時(shí)，減少阻尼材料用量[17]。本文利用連續(xù)體結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)，以優(yōu)化后阻尼材料體積為優(yōu)化前的30%作為約束目標(biāo)，以121 Hz 處駕駛員右耳聲壓值最小為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)后地板區(qū)域阻尼材料的布局進(jìn)行優(yōu)化，以達(dá)到改善車內(nèi)聲學(xué)性能的目的。建立如下所示的拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型。

式中：P(x)為駕駛右耳處聲壓大小，V0為優(yōu)化前阻尼材料體積，V為優(yōu)化后阻尼材料體積，設(shè)計(jì)變量xi為阻尼材料體積單元i的密度，下限為xmin，上限為1。

3.3 阻尼材料拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

在車身聲-固耦合模型基礎(chǔ)上，利用Optistruct對(duì)后地板區(qū)域阻尼材料的布局進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)。經(jīng)過(guò)6次迭代后結(jié)果收斂。

在拓?fù)鋬?yōu)化后獲得后地板阻尼材料布局如圖11所示，圖中灰色部分表明該區(qū)域阻尼材料的單元密度接近于1，黑色部分表明該區(qū)域單元密度趨于0。以此為基礎(chǔ)進(jìn)行后地板區(qū)域阻尼材料的布局設(shè)計(jì)，考慮工程實(shí)踐中阻尼鋪設(shè)的實(shí)用性與方便性，對(duì)輸出的拓?fù)洳季诌M(jìn)行規(guī)整處理，處理后的阻尼材料布局如圖12所示（黑色部分）。

圖11 優(yōu)化后阻尼材料密度分布

圖12 最終阻尼材料分布

將優(yōu)化后的阻尼布置應(yīng)用到原內(nèi)飾車身聲-固耦合模型中，重新計(jì)算駕駛員右耳處聲壓響應(yīng)，將原狀態(tài)、后地板區(qū)域全鋪設(shè)阻尼和阻尼布局拓?fù)鋬?yōu)化后的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖13所示。從中發(fā)現(xiàn)在進(jìn)行后地板全面積阻尼鋪設(shè)后，121 Hz 處駕駛員右耳處聲壓級(jí)從36.88 dB(A)減少到32.13 dB(A)，下降4.75 dB(A)；在進(jìn)行阻尼布局拓?fù)鋬?yōu)化后，121 Hz 處駕駛員右耳聲壓級(jí)從36.88 dB(A)減少至31.29 dB(A)，較原狀態(tài)減少5.59 dB(A)。與此同時(shí)，阻尼鋪設(shè)質(zhì)量相比全面積鋪設(shè)狀態(tài)從2.05 kg減少至0.78 kg，減少1.27 kg。且由于2號(hào)排氣吊鉤Z向（6Z）單點(diǎn)激勵(lì)下板件貢獻(xiàn)量結(jié)果中后地板對(duì)于響應(yīng)點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)量為負(fù)，即在后地板的某些區(qū)域鋪設(shè)阻尼材料會(huì)導(dǎo)致響應(yīng)點(diǎn)聲壓峰值上升，因此拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果稍好于全鋪設(shè)阻尼時(shí)的結(jié)果。

圖13 3種情況下駕駛員右耳聲壓級(jí)對(duì)比

4 結(jié)語(yǔ)

（1）針對(duì)實(shí)際工況下各激勵(lì)位置、傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的影響程度不一致，引入傳遞路徑分析方法對(duì)阻尼優(yōu)化時(shí)的激勵(lì)位置進(jìn)行篩選，根據(jù)傳遞路徑分析結(jié)果找出貢獻(xiàn)量較大的路徑，并以該路徑作為板件貢獻(xiàn)量的激勵(lì)輸入位置，得出導(dǎo)致121 Hz處駕駛員右耳出現(xiàn)峰值的主要板件為后地板的結(jié)論。

（2）對(duì)后地板阻尼材料的拓?fù)鋬?yōu)化使得在減少1.2 kg 阻尼鋪設(shè)質(zhì)量的同時(shí)，使121 Hz 處駕駛員右耳處聲壓級(jí)降低5.59 dB(A)，達(dá)到與全鋪設(shè)阻尼時(shí)相近的效果，表明基于傳遞路徑分析對(duì)車身結(jié)構(gòu)的阻尼材料進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化可提高阻尼材料使用效率。