基于路面激励的某微型客车噪声预测分析

冯兰芳，邢志伟，惠延波，王宏晓，夏兆义

(河南工业大学机电工程学院，河南郑州450007)

0 引言

在车辆设计阶段进行噪声模拟可以很好地对结构设计起到指导作用，以达到在设计初期就考虑到车身NVH性能的目的.陈昌明等人利用Sysnoise软件，结合有限元与边界元法对车内噪声进行了仿真分析.王登峰等人使用统计能量解析法(SEA)对某国产轿车的车内噪声做出预测分析并与实验做出了比较.

汽车车身内部噪声的激励源主要是动力总成与路面激励等［1］.由于条件限制，笔者主要模拟一定等级路面行驶中所产生的车内声学响应，而将动力总成考虑为特定转速，把路面激励当做主要的激励源来处理.使用Matlab/simulink来编制路面谱文件，使多体动力学模型在所编制的路面上进行仿真，从而得到由路面对车身结构的激励信号，并将其利用傅里叶变换转成频域信号，并加载到在Hypermesh中所建立的车身声固耦合模型上，利用Nastran SOL111进行求解，以获得车内特定位置的噪声水平.

1 路面谱的建立

首先使用Matlab/simulink软件进行路面高程数据的生成，目前进行道路高程数据的生成的方法［2］有白噪声滤波法、谐波叠加法、离散时间序列生成法、PSD离散采样模拟方法等.由于白噪声滤波法有较强的理论性并且仿真速度较快，所以这里是使用白噪声滤波法进行的.

由《车辆振动输入-路面平度表示方法》中可知，当车辆以速度u匀速行驶，由于ω=2πf，时域路面不平度功率谱密度表示为［3］

当ω→0时，G(ω)→∞.因此，考虑下截止角频率后，实用功率密度可以表示为

式中:ω0为下截止角频率;no为参考空间频率no=0.1 m-1.

式(2)可视为白噪声激励的一阶线性系统的响应.由随机振动理论式中H(ω)为频响函数，Sω为白噪声W(t)的功率谱密度，取 Sω=1，所以，

即可推出下式:

式中:n00为下截止空间频率，n00=0.011 m-1;Gq(n0)为路面不平度系数，m-3;W(t)均值为零的高斯白噪声;q(t)路面随机高程位移，m［4］.

在Matlab/simulink中根据式(4)建立仿真模型如图1所示.

图1 路面高程数据仿真框图Fig.1 Road elevation data simulation diagram

图1 中的Y是来自Matlab自带的高斯白噪声函数wgn，生成的一组符合白噪声分布的随机数.这里选取白噪声功率为20 dB，车辆速度16 m/s，路面等级参数Gq(n0)=2.56×10-4为 C级路面的不平度系数几何平均值.生成了两列800 m的路面随机高程仿真数据，如图2所示.

图2 C级路面高程数据Fig.2 Grade C road elevation data

将由两列不同随机数生成的路面高程数据分别作为左右两侧轮的激励编制在同一路面文件之中.

2 整车多体动力学建模与仿真

根据分析软件Adams/car［5］调用车辆底盘结构模板，通过适当关键参数的修改以达到样车的动力学特性.例如悬架的弹簧阻尼系统、传向系统、制动系统、动力系统等各个子系统的多体动力学参数.这里将车身结构以及对底盘中影响较大的横向稳定杆使用Nastran生成柔性体MNF文件代替原来的刚体结构，板簧这里使用三段式板簧来模拟其非线性的受力状况，其他部件均为刚体，组成刚柔耦合模型［6］.并将上述中生成的C级路面导入Adams/car中进行仿真，如图3所示.这里控制文件设置为直线，以16 m/s行驶800 m，提取底盘与车身连接处的轴向力载荷，这里总共15个连接处，包括前悬架与车身连接处、板簧与吊耳连接处、副车架与摆臂连接处等.仿真步长设置为0.025 s，仿真时间50 s，路面文件使用前述已编制好的C级路面.

图3 整车多体动力学仿真Fig.3 The vehiclemulti-body dynam ics simulation

在Adams/car中建模时，在底盘与车身连接处设置request，以获得相应的轴向载荷信息，并将发动机以一定工况转速设置，直接以该工况下发动机悬置处激励为相应载荷信息，这里共获得了15个连接处的45组激振力时域信号.由于噪声分析通常是在频域中进行的，用Adams/Post-Processor中自带的FFT变换工具对已获得时域载荷进行频谱分析并转成频域信号，由于是多通道载荷同时作用，所以进行FFT变换时同时生成幅频信号与相频信号.图4为悬架右侧滑柱与车身连接处垂直方向的激振力时域信号和幅频信号及相频信号.

图4 右侧滑柱对车身垂向激励Fig.4 The right column on the slide body vertical incentive

3 车身结构有限元模型的建立

采用Hypermesh前处理软件对车身进行有限元网格划分，由于车身主要是钣金件构成的，使用壳单元进行划分并保证大部分为quad4的四边形单元，并控制三角型单元比例在5%以内.胶粘连接用相应的Glue单元模拟，焊点连接用一维的Cweld单元模拟，螺栓连接使用刚性的reb2单元模拟，发动机、座椅等集中质量使用CONM2单元模拟并使用reb3单元进行连接，并且对内饰等非结构质量直接均布到相应位置的单元节点上.由于要考虑车内声场，所以仪表盘结构也考虑在其中.模型中共包括1 088 780个壳单元，486 578个体单元.如图5所示为车身结构的有限元模型.

图5 车身有限元模型Fig.5 FEMof body

部分板件模态如表1所示.由Nastran求解车身模态可知，在20～200 Hz分布着830阶模态.

表1 车身部分板件模态Tab.1 The partmodal of the body plate

4 声腔有限元模型的建立

声固耦合有限元方程如下［7］:

式中:MSS、KSS分别为车身结构的质量矩阵与刚度矩阵;Mff、Kff分别为声腔的声学质量矩阵与声学刚度矩阵;S为车身的结构声学耦合矩阵;u为结构位移矢量;FS为施加于结构的外力矢量;ρ0为空气密度;c0为空气中的声速.

为了进行车内声场的声固耦合分析和指定点声压的分析，将车内空腔划分为声学单元，用四面体单元进行模拟，声学单元理想长度约为每个波长6个单元［8］，将声学单元大小控制在40～50 mm之间.考虑到座椅对声场有一定的影响，将座椅也进行声学四面体单元划分，如图6所示.对声学材料使用流体材料MAT10，并对空气与座椅分别附以不同的体积常数，在进行耦合分析时由《MD Nastran Dynamic Analysis User’s Guide》可知，使用ACMODL卡片使车身结构网格与声学网格进行耦合.

图6 车内声腔有限元模型Fig.6 FEMof body interior acoustic

车内声腔模态分布如表2所示，由Nastran求解声腔的模态可知，在20～200 Hz范围内分布着16阶模态.

表2 车内声腔模态Tab.2 Themodal of body interior acoustic

由表1与表2可以看出，对声压影响较大的车身板件模态主要集中在20～100 Hz间，而声腔模态主要集中在100～200 Hz间.但在声场与车身板件的耦合作用下模态分布会有所改变，100 Hz以下主要由车身板件模态与前两阶声腔模态影响，而100 Hz以上易受到声腔模态影响.另外，由于路面激励主要集中在50 Hz以下，所以噪声声压主要集中在较低的频率段.

使用SOL111做频响分析，将驾驶员坐席的水平横坐标向右到座椅中心面距离200±20 mm处作为检测点，得出在上述模拟中路面激励对车身结构激励所产生声场的频率分布，如图7所示为声压级的频率分布.

由图7可以看出，C级路面激励所产生的声压级噪声主要集中在100 Hz以下，随着频率的升高声压级趋势趋于降低，符合现实中路面激励产生低频噪声的感受，所模拟驾驶员座椅处噪声峰值出现在30 Hz左右约为70 dB.图8为驾驶员座椅测量点的声压级分布样车测量值与分析预测值对比.可以看出，样车进行路试时对驾驶员右耳处进行声压级测量所得数据趋势与声固耦合有限元模型分析基本一致，由于预测模型中没有考虑内饰的吸声作用与空气噪声等原因，所以总体声压级与预测值相比较低.

5 结论

笔者建立了某微客刚柔耦合多体动力学模型，并在由Matlab/simulink生成的C级路面上仿真得到了车身与底盘连接处的激励信号，将激励以频域信号的方式加载在车身的声固耦合模型之上，得出驾驶员位置的声压响应并与样车测量值进行对比，可看出试验中声压基本分布趋势与分析结果基本一致，并说明这种方法在工程实践中的可行性.

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