客车车身板件声学贡献分析

赵宇伟 周 鋐

（1.同济大学；2.同济大学新能源汽车工程中心）

1 前言

为预测分析车内噪声特性，国内、外学者开展了许多研究工作。1970年起，美国通用公司的J.A.Wolf等[1]用有限元软件NASTRAN对20～80 Hz频率范围内二维车辆模型的声学结构耦合问题进行分析，用模态方法描述乘坐室板件振动，并进行受迫响应分析。1996年，P.J.G.Van der Linden等[2]利用试验方法，在车辆正常行驶工况下测量板件和麦克风位置处的声学传递函数和板件表面振动加速度，利用空气噪声源量化方法，确定了低频时车身板件的声学贡献量。同济大学和上海交通大学研究人员[3，4]对于板件贡献问题也开展了一定研究，取得了一些研究成果。

为提升客车车内降噪性能，本文运用边界元方法，结合声学传递向量概念，利用LMS Virtual.Lab软件，对某型客车完成了一次车身板件声学贡献分析，找出了特定频率下对于车内场点声压贡献突出的振动板件，提出了可行的改进措施，达到了改善车内噪声水平的目的。

2 基本方法

2.1 边界元方法

同有限元法急剧增大的计算量相比，声学边界元方法在声空间体积增大、模态密度变大时，有很多优越性。

系统的边界结构条件一般分为已知结构表面的复声压、复振动速度、复阻抗3种。边界元方法需要结构表面的复声压和复振动速度作为两个物理量之一作为输入，然后根据边界条件计算出结构表面的另一物理量。

在同时得到结构表面的复声压pi和复振动速度vi之后，采用赫尔霍兹积分局可以计算出声场中任一点声压[5]：

式中，Gij为三维自由场格林函数；Gij′为格林函数的法向导数。

2.2 声传递向量（ATV）

假设所研究的系统线性不变，则声学方程是线性的，可以在声场的某场点和板件表面振动速度之间建立线性的输入—输出关系，若把表面振动速度离散成有限个单元，这种输入—输出关系可以表示为[6]：

式中，p（ω）为场内某点的声压值；vn（ω）为板件表面振速的列向量；{aATV（ω）}为单元或节点在特定频率下的单位振动速度在场点上引起的声压。

通过ATV，将声场中某点处的声压与模型节点的振动速度之间建立了联系。由声传递矩阵的定义及ATV与声传递矩阵间的关系可见，ATV依赖于分析频率、辐射表面形状、流体的声特性和场点位置。但是ATV不依赖于表面振动速度的具体分布，即不依赖于激励特性与内部结构，因此可以认为ATV反映的是从辐射表面到关心场点的固有特性[7]。

3 车身整体结构模态及速度响应分析

对车身整体结构进行模态分析可以确定车身的模态频率和振型。首先，运用模态试验方法得到白车身模态特性。然后，通过有限元软件来计算车窗、车门的模态特性。在有限元计算时，所采用的网格都是壳单元，车门和车窗属性如表1所列。

通过适当的结构连接属性将车门和车窗与白车身相连，本文简化为刚性连接，通过软件进行模态综合计算，得到车身整体结构的模态特性如表2所列。

表2 车身结构前10阶固有频率

对车身整体结构进行模态分析主要是为车内空腔的声学响应与板件声学贡献分析提供边界条件，即得到车身板件的法向振动速度。在本客车上，发动机通过悬置安装在车身上，因此，要得到车身板件的法向振动速度，就要将实际激励施加在车身上来考察车身板件的响应。施加的激励是在怠速工况下，通过传递路径分析所求出的作用在被动侧（车身上）的力。图1为发动机左悬置X、Y、Z方向的激励力。

在发动机左悬置、右悬置和后悬置X、Y、Z 3个方向，以及排气管前、后两个吊耳的Z方向施加实际激励，通过基于模态的强迫响应计算，得到车身板件的振动速度。图2给出的是28 Hz下车身结构和板件的振动速度。

4 车内空腔声学特性分析

4.1 车内空腔边界元模型

运用LMS Virtual.Lab软件中的空腔网格生成器，建立尺寸为50 mm的空腔有限元网格，进一步运用Hypermesh得到其表面边界元网格，由于座椅的存在对计算结果有较大影响，因此同时考虑座椅占据空间的影响，并采用直接边界元方法进行计算。根据声学边界元模型必须满足一个波长内包含6个网格单元的原则[5]，本模型可以分析的频率范围可到1000 Hz左右。在应用边界元方法计算声学问题时，通常将车室内部流体介质定义为标准大气下空气，密度为1.2 kg/m3，声学边界元模型如图3所示。

4.2 ATV的计算

ATV为单元或节点在特定频率下的单位振速在场点上引起的声压值。

在计算ATV时，定义场点分别为驾驶员右耳、第2排左侧乘员右耳、第3排左侧乘员右耳。为了节约计算时间，结合激励力的关键频率，只计算各场点在28 Hz和54 Hz下的ATV。图4、图5给出了28 Hz下驾驶员右耳和第2排左侧乘员右耳的ATV计算结果。

5 车身板件声学贡献分析

5.1 板件贡献分析流程

在得到了ATV及车身板件振动速度以后，根据图6所示的板件声学贡献分析流程，就可以进行单元贡献分析，从而得到板件贡献结果。

在运用边界元考虑车身结构和车内声场耦合问题时，汽车结构通过模态综合建立并求解结构振动速度，此时振动速度在结构网格上并不在声学网格上，只有通过数据映射转移计算将结构网格上振动速度转移到边界元网格上，才能够计算车身振动引起的车内声场问题[8]。图7为28 Hz下从车身结构映射到边界元模型的板件法向振动速度。

通过之前计算得到的ATV和法向振动速度边界条件，就可以进行板件分块，综合起来就可得到车身板件的声学贡献。

5.2 板件分块信息

根据ATV与法向振动速度的分布情况，结合车身部件的几何特征，将车身板件划分为45块，板件划分情况如图8所示。其中，1为挡风玻璃，2～11为车顶各板件，12～19为左侧门窗与板件，20～27为右侧门窗和板件，28～30为防火墙，31～34为后门及车窗，35～45为地板各板件等。

5.3 板件贡献分析

根据前述ATV的概念，可以计算单元贡献系数和板件贡献系数[9]。

单元e对某场点的声学贡献量De是该单元振动生成的声压在该点总声压Pe矢量上的投影，其表达式为：

式中，P*为P的共轭复数；Re为取该复数的实部。

将组成板件的各单元叠加，得到该板件振动引起的声压Pc：

式中，pe为组成板件的单元数。从而得到板件贡献量Dc：

从上述单元和板件贡献系数以及图9所示声学贡献对总声压的投影示意图中可以看到，板件声学贡献性质主要分为正贡献区域、负贡献区域、中性贡献区域3个方面。

在之前的ATV计算结果和板件法向振动速度基础上，计算出各单元对车内场点的贡献量，按板件分块叠加得到板件声学贡献量。图10列出了28 Hz下对驾驶员右耳的板件贡献量。其中，客车顶棚和左、右侧车窗主要起正贡献，右门和车身右侧板件则主要起负贡献。

6 改进措施与试验验证

可以提高板件的阻尼来改善车内噪声水平、控制板件振动速度。本文使用约束阻尼的方法对板件振动进行约束控制，阻尼材料为丁基橡胶，约束层为铝箔。根据板件贡献分析结果，选取贡献较大的车顶棚板件组，对其施加约束阻尼处理。在发动机怠速工况下，改进前、后驾驶员耳旁声压变化情况如图11所示，可知车内声压频谱曲线在28 Hz处下降了2.1 dB，在54 Hz处下降了7.6 dB，虽然在80 Hz左右处的声压峰值并未降低，但是该声压峰值明显小于28 Hz和54 Hz处的声压峰值，所以总体而言，改进方法可行。

7 结束语

通过对某客车板件声学贡献进行分析，确定了各板件对于车内场点的声学贡献性质。找出车身上对车内某点声学贡献较大的板件，通过对其进行约束阻尼处理，使得在发动机怠速工况下，驾驶员耳旁声压在28Hz、54Hz频率下的声压峰值分别下降了2.1 dB和7.6dB，改善车内噪声水平的问题得以初步解决。

车身板件声学贡献分析与车内场点位置和激励频率密切联系，通过施加阻尼处理等可以有效降低车内场点的噪声，同时不仅要控制某一板件的振动来控制噪声，而要综合考虑所有板件的影响，再进一步提出改进措施，以改善车内噪声水平。

1 J.A.Wolf， JR， D.J.Nefske， L.J.Howell， Structural-Acoustic Finite Element Analysis of the Automobile Passenger Compartment，SAE760184.

2 P.J.G.Van der Linden，.Varet， Experimental Determination of Low Frequency Noise Contribution of Interior Vehicle Body Panel in Normal Operation，SAE960194.

3 靳晓雄，白胜勇，丁玉兰.车身板件振动声学贡献的计算机模拟.汽车工程，2000，22（4）：236～239.

4 韩旭，余海东，郭永进，等.基于壁板声学贡献分析的轿车乘员室声场降噪研究.上海交通大学学报，2008，42（8）：1254～1258.

5 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动——理论与应用.北京：北京理工大学出版社，2006.

6 李增刚.SYSNOISE Rev5.6详解.北京：国防工业出版社，2005.

7 王斌.一种辐射声场近似计算方法-单元辐射叠加法.声学学报，2008，33（3）：226～230.

8 李增刚，詹福良.声学仿真计算高级应用实例.北京：国防工业出版社，2010.

9 孙威，陈昌明.ATV与MATV技术在轿车乘坐室噪声分析中的应用.汽车科技，2007.