某MPV车型怠速车内噪声优化

(1. 同济大学，上海 201804；2.上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438)

0 前言

汽车的板件是车辆外部声源向车内传递噪声的最后一个零部件环节，与更改声源和其他噪声传递路径相比，针对车身板件进行降噪处理通常是成本最小的降噪方案，因此研究车身板件对车内噪声的影响一直是研究的热点问题。

研究车身板件对车内噪声的影响通常使用仿真手段对板件贡献度进行分析[1-2]，将整车板件划分为若干个区域，计算板件的法向振动速度和声传递向量，通过归一化处理对板件贡献度进行排序。

除了传统的板件贡献度分析方法外，Altair公司的Hyperworks软件在其后处理模块中还额外提供了声腔节点贡献度[3]分析方法，通过声固耦合面上每个节点的贡献度对比，反应出相对应板件对车内噪声的贡献情况，这种输出结果非常直观和方便，因此颇受技术人员的青睐。与传统板件贡献度分析方法相比，节点贡献度方法的优点是可以节省传统方法中的整车板件划分工作，分析结果更加直观，缺点是其结果只能显示贡献板件，无法显示贡献排序，还需要后续的分析工作对贡献板件影响进行排序。

本文针对某款MPV车型在空调开启的状态下，并且发动机转速为1 025 r/min时，车内存在频率为34 Hz的发动机二阶噪声，如图1所示。

通过噪声传递函数[4]和节点贡献量分析，找出对驾驶员耳旁二阶噪声影响最明显的几块板件，通过仿真和实车验证手段改变板件状态，评估各个板件对驾驶员耳旁噪声的贡献程度，最后提出工程上可实施的降噪方案并验证效果。

图1 驾驶员耳旁二阶噪声

1 建模和板件贡献仿真分析

1.1 装饰车身有限元模型

将白车身以及相应零部件装配，需要装配的零部件主要包括玻璃、前后车门、尾门、发动机罩盖、非结构质量(地毯、吸音棉、内饰板等)以及悬挂质量件(蓄电池、仪表板、副仪表板、空调、方向盘等)。图2为建立好的带内饰车身有限元模型，共计2 419 258个单元和2 395 261个节点。

图2 装饰车身有限元网格

1.2 声腔有限元模型

车内声腔可以近似看成矩形空间，其模态的频率可以通过经验公式估算：

(1)

式中，v为空气的声速(m/s)；a,b,c是整数，等于1,2,3…;x,y,z是空间声学的尺寸(m)。

在经验公式的基础上，考虑到车门子声腔和座椅子声腔后，通过HyperMesh软件中“Acoustic cavity mesh”功能生成声腔模型，再进行模型质量修复，添加门、座椅等子系统的声腔，图3所示为修复后的空腔网格，网格单元是四面体单元，共12 164个单元。

图3 声腔有限元模型

1.3 噪声传递函数和节点贡献度分析

车身的有限元方程可以表示为激励、刚度矩阵和质量矩阵的方程

(2)

式中，[Mss]为车身的质量矩阵，[Kss]为车身的刚度矩阵，{Fs}为激励力，{U}为结构的位移。将车身视为弹性体后，板件和车内声腔振动互相作用使车身与声腔共同组成耦合系统。

选择发动机悬置作为动力加载点，激励力为单位激励的白噪声，主驾右耳的响应频率为20～200 Hz，车身结构模态计算频率为1～300 Hz，空腔计算的模态计算频率为0～600 Hz。车身结构阻尼设置为全局阻尼，阻尼系数为0.04，车内声腔的阻尼可达0.17，同样为全局阻尼。

图4 发动机右悬置处噪声传递函数

噪声传递函数计算结果如图4所示，在发动机右悬置位置加载单位激励后，驾驶员耳旁噪声在频率34 Hz附近有明显的噪声峰值，此结果与实车车内驾驶员耳旁噪声测试结果相吻合。

利用Hyperworks进行声腔节点贡献度后处理计算，发现在发动机右悬置处施加单位激励后，在频率34 Hz附近节点贡献量突出位置对应的车身板件分别为后部天窗、中移门蝶窗、后部蝶窗和后侧围板件，如图5所示。

图5 激励发动机右悬置处节点贡献量

1.4 板件对车内噪声贡献度排序

为评估关键板件对驾驶员耳旁在频率为34 Hz附近的噪声贡献度，在有限元模型中对应的关键板件处，分别增加附加质量，改变关键板件的局部模态，评估各个关键板件对驾驶员耳旁噪声的影响程度。

后部天窗、中移门蝶窗、后部蝶窗和后侧围4个部件的质量都未超过10 kg，在4个部件处均附加超过其自身50%质量(5 kg)的质量单元，以改变4个关键板件的局部模态，如图6所示。

图6 关键板件处附加质量单元

重新计算传递函数的结果显示4个关键板件分别为附加质量后，在频率为34 Hz附近的发动机悬置至驾驶员耳旁的噪声传递函数最大幅值均有明显下降，关键板件贡献度排序情况，如表1所示。

表1 关键板件附加质量后在频率为34 Hz的噪声传递函数幅值

2 关键板件贡献度实车验证及仿真对标

2.1 关键板件贡献度实车验证

根据仿真验证有效的附加质量，在实车的后蝶窗、后侧围钣金、后部天窗和中移门蝶窗处分别附加了相对应的质量，如图7所示。

图7 关键车身板件附加质量

在每次对关键板件区域分别附加质量时，分别复测驾驶员耳旁噪声，在频率34 Hz处的耳旁噪声下降情况如表2所示，后部蝶窗附加质量后驾驶员耳旁的在频率为噪声34 Hz附近下降最为显著，达到4.8 dB(A)。

表2 关键板件附加质量实车在频率34 Hz附近的降噪效果

2.2 实车验证结果与仿真分析结果对标

与实车验证相比，仿真分析有如下条件与实际情况有所差异：

(1)负荷输入类型差异，实车为发动机实际运行激励，而仿真分析输入条件为单位激励；

(2)负荷加载位置差异，实车上所有与发动机相连部件均向板件传递振动，且有空气声影响，而本文中的仿真分析仅考虑发动机右侧悬置的负荷加载位置，未考虑空气声影响；

(3)仿真计算模型的约束条件的精度与实车有所差异，主要体现在蝶窗的折叠铰链、锁紧手柄和移门蝶窗受到移门门锁等复杂且难以精确定义的约束条件影响。

考虑到上述差异，无法对噪声传递函数计算数值与实车验证的噪声幅值进行直接对比，但是可以通过对比板件贡献是否显著和按贡献度进行排序的情况，验证板件贡献度的仿真分析的正确性。板件贡献度的仿真分析与实车验证对比情况，如表4所示。

表3 板件贡献度的仿真与实车验证对比

综合对比表1、表2和表3，对本文分析的34 Hz板件贡献量可以得出以下结论：

(1)本案例空调在怠速工况下，频率在34 Hz的车内噪声中，板件辐射的结构噪声占主导地位，通过改变后蝶窗质量，噪声可以下降4.8 dB(A)；

(2)节点贡献度分析锁定的关键板件范围大于实际贡献突出的板件，并且在仿真分析锁定的贡献度排序中，最重要的前两位板件与实车验证的贡献度排序的前两位板件一致。

通过上述对比，说明节点贡献度分析结果对实车降噪有现实的指导意义。

3 工程化降噪方案研究

根据实车板件附加质量后的车内频率为34 Hz的发动机二阶噪声下降情况，同时考虑到实际工程方案降噪效果很难达到附加大质量的降噪效果，因此将车内耳旁在频率34 Hz噪声影响最大的后蝶窗结构声辐射抑制，作为工程化方案的重点优化措施。

经过后蝶窗的结构和安装方式调查，发现后蝶窗自身的安装模态主要由前端的两个折叠铰链和后端的锁紧手柄决定，实车感受在3个约束点之外的区域，后蝶窗的整体约束偏弱，因此可以考虑加强后蝶窗的约束以提高后蝶窗的安装模态。

后蝶窗除了锁紧手柄和两个折叠铰链是硬约束外，蝶窗后部还有两个软橡胶限位块，经过后蝶窗安装模态对比测试，这两个软橡胶限位块对后蝶窗的安装模态没有任何影响，因此将这两个软橡胶限位块替换为硬质限位块以提升后蝶窗的安装模态，如图8所示，左侧黑色圆柱为原车蝶窗的软橡胶限位块，右侧亮色圆柱为变更后的硬质限位块。

图8 后蝶窗限位块优化前后对比

经过后蝶窗安装模态测试对比，后蝶窗采用硬质限位后，后蝶窗的安装模态由34 Hz变为59 Hz，移频效果超过附加5 kg质量块的21 Hz移频效果，如图9所示。

图9 后蝶窗安装模态对比

与蝶窗增加的附加质量相比，后蝶窗增加硬质限位后，虽然移频效果更好，但是由于采用硬质限位，相当于在蝶窗后部增加两个来自车身钣金的振动传递路径，因此在理论上，硬质限位方案的后蝶窗的振动会比后蝶窗增加质量块方案的振动要大。实际车内噪声测试结果如图10所示，后蝶窗增加硬质限位后，车内驾驶员耳旁的频率在34 Hz左右，发动机二阶噪声实际下降了2 dB(A)，降噪效果不如蝶窗增加5 kg的效果，但改善效果仍然很明显，可以作为工程方案实施。

图10 工程化方案实施前后车内二阶噪声对比

4 结论

本文通过建立装饰车身和声腔的结构有限元模型，进行噪声传递函数计算和节点贡献量分析，与实车测试数据进行对比验证，并指导实车的优化改进，检验了Hyperworks软件声腔节点贡献量后处理模块在车身板件降噪研究中的实际应用效果。

实车优化方案对比数据显示，后蝶窗在增加了两个硬质支撑后，虽然成功转移了后蝶窗的安装模态与发动机二阶激励重合的频率，但由于硬质支撑增加了额外的噪声传递路径，因此实际的降噪效果不如快速验证时增加质量块的方案降噪效果明显，最终的工程化方案的避频降噪效果超过增加传递路径的负面影响，实车开启空调怠速时，驾驶员耳旁频率为34 Hz的发动机二阶噪声下降了2 dB(A)，噪声得到明显抑制。