车身侧围空腔阻隔结构对低频结构噪声影响的仿真分析

张立军 宋然 孟德建

（同济大学，上海 201804）

车身侧围空腔阻隔结构对低频结构噪声影响的仿真分析

张立军 宋然 孟德建

（同济大学，上海 201804）

为明确阻隔结构对车内低频结构噪声的影响，基于有限元方法建立了阻隔结构模型、整车模型、车内空腔模型及声固耦合模型，通过系统固有特性、激励点到响应点的频响函数、板件贡献量和降噪量的计算，分析了阻隔结构对低频结构噪声的影响机理和降噪性能。结果表明，阻隔结构可以改善车身阻尼特性，抑制板件共振，降低结构噪声。

1 前言

车身侧围一般由内、外两层钣金焊接在一起构成，并与顶盖和前围、地板等结构相连，在A柱、B柱、C柱及顶梁和门槛梁等结构内部形成空腔，本文统称为车身侧围空腔。侧围空腔同时与乘员舱和外部环境相通，外部环境中的噪声就会侵入乘员舱[1]，影响车内声学品质。针对该问题，国内外研究中通常在车身侧围空腔内设置阻隔结构，阻断噪声的传播。

目前，针对阻隔结构降噪性能的研究中，主要有试验[2～6]和仿真[7～8]两种方法。文献[2]～文献[4]通过部件级试验发现阻隔结构对中高频噪声有较好的插入损耗性能，且其性能受材料的质量、刚度、厚度等影响；文献[5]、文献[6]开展了有、无阻隔结构条件下的白车身空腔隔声试验，比较了不同种类的空腔阻隔结构在中高频段的隔声性能。文献[7]、文献[8]采用统计能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）方法发现阻隔结构改善了车身侧围声能量的分布，且其对中高频噪声的抑制效果尤其显著，并通过整车试验对降噪效果进行了验证。以上研究结果均表明，在车身侧围空腔设置阻隔结构可以保护车内声学环境，有效控制乘员舱噪声水平。车内噪声主要集中在中低频段，但目前关于阻隔结构的研究中，对低频结构噪声的影响研究较少，其影响机理和降噪性能尚不明确。

本文针对低频结构噪声，对阻隔结构以及整车建立有限元模型，开展考虑阻隔结构情况下的车内噪声耦合声场分析，以明确阻隔结构对车内低频结构噪声的影响机理和降噪性能，为车内噪声预测以及阻隔结构设计优化提供依据。

2 阻隔结构及其在车身上的配置位置

目前，应用到车身侧围空腔中的阻隔结构主要分为2种，即常温固化注射式阻隔结构和高温固化装配式阻隔结构，如图1所示。常温固化注射式阻隔结构的泡沫杨氏模量大，对结构有强化作用，但其用量较大，对车身质量增加明显，需要额外的工序注射，设备成本较高。高温固化装配式阻隔结构的泡沫杨氏模量小，质量轻，密封效果好，在车身电泳烘干过程中发泡，不需要额外的工艺流程。本文选择高温固化装配式阻隔结构，研究其低频结构噪声影响机理和降噪性能。

在某车型上，依据侧围空腔内噪声传播路径（见图2）确定阻隔结构的配置位置，如图3所示。在单侧车身侧围空腔内设置7个阻隔结构，编号分别为A～G，全车对称布置，共计14个。

图3 阻隔结构配置位置

3 仿真模型建立

3.1 阻隔结构的结构振动特性建模

以阻隔结构D为例，介绍建模流程与方法。

该空腔阻隔结构的三维几何模型如图4所示，该阻隔结构由密封膨胀胶（材料为EVA）和塑料支撑板（材料为PA66）组成，塑料支撑板下方设有用于定位的卡扣。实际阻隔结构较为复杂，且密封膨胀胶发泡后形状难以预测，所以在不影响其动力学特性的前提下简化建模。

图4 阻隔结构（发泡前）几何模型

密封膨胀胶发泡后体积膨胀率可达8～12倍[8]，未发泡时的密封膨胀胶截面尺寸一般为4 mm×4 mm，假设膨胀胶发泡后截面形状为矩形，体积膨胀率按9倍计算，发泡后截面尺寸为12 mm×12 mm，本文中模型发泡后截面边长为10～15 mm。卡扣实际结构复杂，空间尺寸较小，在建模时将其简化为支板。密封膨胀胶发泡后阻隔结构模型如图5所示。

图5 阻隔结构（发泡后）几何模型

参照图3阻隔结构配置示意图以及阻隔结构安放位置处空腔截面形状，依次创建各个阻隔结构的几何模型和有限元模型，如图6所示。本文中模态分析基于MSC.Nastran平台，发泡后的膨胀胶有限元单元类型为体单元，设定其单元尺寸为8 mm，主要为CHEXA六面体单元和CPENTA五面体单元以及CTETRA四面体单元，塑料支撑板和卡扣有限元单元类型为壳单元，单元尺寸为8 mm，设定厚度为2 mm，主要为CQUAD4四边形单元和少量的CTRIA3三角形单元。具体单元划分情况如表1所示。

图6 阻隔结构有限元模型

表1 阻隔结构有限元模型单元统计

阻隔结构的材料属性如表2所示，侧围空腔中配置的14处阻隔结构总质量为0.277 kg。

表2 材料属性

3.2 含阻隔结构的整车有限元模型创建

创建白车身有限元模型，进行模态分析，并与试验结果进行对比，前4阶整体模态结果如表3所示。仿真与试验结果中模态振型一致，模态频率差值在±3%以内，验证了白车身有限元模型的准确性。

表3 白车身模态结果对比

在白车身有限元模型的基础上，创建前、后车门有限元模型，并与白车身连接，组成整车有限元模型，如图7所示。车门与车身连接部分主要由车门铰接和车门锁扣组成，车门铰接采用RBE2刚性单元模拟，不限制Z轴旋转自由度，车门锁扣采用RBE2刚性单元模拟，不限制X轴旋转自由度[9]。

图7 整车结构有限元模型

膨胀胶发泡后与侧围空腔内壁“粘连”在一起，卡扣与空腔板件上预设的安装孔相连。在建立有限元模型时采用RBE2刚性单元将阻隔结构与侧围空腔壁板对应节点连接，限6个自由度。

含阻隔结构的整车有限元模型建立完成后，对系统进行模态分析，验证所建立模型的有效性，同时为后续声场分析提供数据基础。在进行整车有限元模型耦合声场分析时需要额外添加1%的模态阻尼比[10～11]，根据复阻尼理论，结构阻尼系数G和阻尼比δ之间存在如下关系[12]：

利用MSC.Nastran软件的PARAM模块定义G=0.02。对于一般的振动阻尼系统，需要复模态分析的方法实现方程的解耦[13]。利用MSC.Nastran的复模态分析模态法求解器SOL110对系统进行复模态分析，前4阶整体模态振型及模态频率如表4所示。由于添加车门引起质量和刚度的改变，相较于白车身模态分析结果，整车模态振型基本不变，模态频率有±4 Hz的变化。

表4 整车模态振型

3.3 乘员舱空腔有限元模型创建

进行车内声场预测分析需要对乘员舱空腔进行有限元模型创建，以便分析其声学模态[13]，验证模型有效性，得到可用于声场分析的有限元模型。利用三维制图软件CATIA创建乘员舱空腔几何模型，利用有限元前处理软件Hypermesh创建有限元模型。图8所示为含座椅的乘员舱空腔几何模型和有限元模型，单元大小为60 mm，全部为CTETRA四面体单元，单元数量为49 942个。定义空腔材料为空气，并分别定义空气的体积模量为0.142 MPa，密度为1.23 kg/m3。

图8 含座椅乘员舱空腔模型

利用MSC.Nastran的模态分析求解器SOL103计算乘员舱空腔声学模态，提取的前6阶模态振型及模态频率如表5所示。

表5 声学模态振型

声学模态的模态振型和模态频率主要取决于乘员舱的几何形状，且空腔模态振型基本呈左右对称分布。声学模态分析验证了乘员舱空腔模型的有效性，得到了声场分析的数据基础。

3.4 声场分析耦合模型建立

耦合模型建立及声场分析采用LMS.Virtual.Lab软件的Acoustics声学模块[14]进行。

a.定义场点网格，生成包络网格。在Virtual.Lab中导入结构模态计算结果文件和乘员舱空腔声学模态计算结果，并定义场点网格。场点网格上的每个节点相当于1个声压传感器，这里设置驾驶员和乘员头部的2个球状网格。包络网格是空腔有限元实体网格的外网格，通过其建立结构和空腔的耦合。场点网格和包络网格如图9所示。

图9 场点和包络网格

b.定义座椅、内饰组。分别定义座椅组和内饰组，并赋予其吸声属性。座椅组为前、后座椅表面，内饰组主要包括顶棚、车门、包裹架、前围板、地板以及中央通道，如图10所示。座椅组和内饰组的材料吸声属性定义为材料的声阻抗[14]，如表6所示。

图10 座椅、内饰组

表6 座椅、内饰组吸声属性

c.定义载荷。发动机激励对低频结构噪声的贡献最大，故将激励点施加在发动机左悬置点，以便得到激励点到人耳的传递特性。定义大小为1 N，频率范围为20～200 Hz的扫频激励，作用方向沿Z向正向，施加在发动机左悬置点，如图11所示。

图11 激振力施加位置

4 结果分析

通过建立结构及乘员舱空腔有限元模型，完成了声固耦合模型的建立与仿真，在此基础上，通过结构固有特性及内部噪声的对比分析，明确阻隔结构对低频结构噪声的影响机理和降噪性能。

4.1 结构固有特性分析

4.1.1 白车身模态试验

分别在有、无阻隔结构的情况下进行白车身模态试验，并对比前4阶整体模态的模态振型，频率和阻尼比。对比发现，增加阻隔结构后，模态振型不变，频率变化微小，模态阻尼比有较为明显的增加，如表7所示。

表7 白车身阻尼比

4.1.2 整备车身模态仿真

通过复模态分析可以得到阻隔结构对整备车身（Trimmed Body）固有特性的影响，同样发现增加阻隔结构对模态振型以及模态频率影响微小，模态阻尼比有一定的增加，如表8所示。

表8 整备车身阻尼比

对于整备车身，由于考虑了内饰，密封条等的阻尼作用[15]，阻尼比要高于白车身，加入阻隔结构后阻尼比增量相对较小，在低频段有约2%～4%的增加量，而阻尼比的增加具有抑制噪声的作用。

4.2 内部噪声对比分析

4.2.1 频率响应函数

提取场点网格中驾驶员左耳位置处的声压级作为输出点响应，求解有、无阻隔结构时激励位置到驾驶员左耳的频率响应函数，如图12所示。

由激励点至驾驶员左耳的频率响应函数可以看出，当有阻隔结构时，激励点至响应点的传递函数幅值在主要峰值频率上均有下降，在120～150 Hz频段内尤为明显，达到2 dB（A）。该频段峰值频率136 Hz的产生主要与声学模态第4阶（表5）相关，此时声学模态振幅最大的位置出现在车身侧围，易与侧围板件产生共振，引起空腔共鸣，有阻隔结构时，侧围板件的振动受到抑制，共振效应减轻，进而降低了频率响应函数的幅值。

图12 激励点至响应点频率响应函数

4.2.2 板件贡献量

对发动机左悬置点激励下的响应做板件贡献量分析，可以得到加入阻隔结构前、后所关心频率下的板件贡献情况，验证阻隔结构的降噪机理。

136 Hz频率下板件贡献量如图13所示。由图13可知：无阻隔结构时对驾驶员左耳贡献量最大的板件为左侧围、顶棚和右侧围；加入阻隔结构后，其高阻尼特性使侧围板件的振动受到抑制，左、右侧围的声学贡献量明显下降，因此该频率下频响函数的幅值明显降低。在150 Hz后，声学模态振幅最大的位置不再是车身侧围，此时阻隔结构对噪声的抑制效果不明显。

图13 136 Hz频率下板件声学贡献量

4.2.3 降噪量

在20～200 Hz频段内计算单位质量阻隔结构对低频结构噪声的抑制量，评价加入阻隔结构后的实际降噪性能。

发动机左悬置点单位激励至驾驶员左耳的降噪效果为0.83 dB（A）/kg，说明阻隔结构对于低频结构噪声有较好的降噪性能。

5 结束语

本文研究了阻隔结构对低频结构噪声的影响，建立了阻隔结构低频降噪性能的有限元分析方法，通过仿真明确了阻隔结构对低频结构噪声的影响机理和降噪性能。结果表明，阻隔结构可以增加整车模态阻尼比，减轻某些频率下与乘坐室空腔的共振效应，降低侧围板件的声学贡献量，进而抑制噪声。该分析方法可为后续的阻隔结构配置和正向设计提供参考。

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（责任编辑斛 畔）

修改稿收到日期为2016年9月22日。

Simulation Analysis on the Effect of Cavity Filler Block in Car Body Sidewall on Low-Frequency Structure-Borne Noise

Zhang Lijun,Song Ran,Meng Dejian
（Tongji University,Shanghai 201804）

In order to determine the effect of cavity filler block on interior low-frequency structure-borne noise,the cavity filler block model,vehicle model,passenger compartment model and acoustic-structure coupled model were built based on FEA method,which are used to analyze the mechanism and noise reduction performance of cavity filler block on low-frequency structure-borne noise by natural characteristics of the system and FRF from excitations to response points and panel contribution analysis and noise reduction.Results showed that the cavity fillers can improve the damping characteristics of car body,suppress the resonant vibration and reduce the structure-borne noise.

Car body sidewall,Cavity filler block,Modeling,Structure-borne noise,Noise reduction performance

车身侧围 阻隔结构 建模 结构噪声 降噪性能

U463.83

A

1000-3703（2016）12-0025-05