某试验车车门关门声优化研究

2019-04-08黄丰云

数字制造科学 2019年1期

黄丰云，张琳

(武汉理工大学机电工程学院，湖北武汉 430070)

汽车关门过程产生的噪声会影响乘客对汽车乘用舒适性的评判，间接影响到消费者的购买欲望，影响汽车的销售量，因此降低开关门声是目前企业的一个研究方向[1]。

汽车关门噪声源于汽车车身结构的振动，在车门结构的设计期间，采用优化算法对车门结构进行减震降噪设计，降低车门关闭过程中噪声的声压值，提升消费者的使用舒适性，加强购买欲望。研究汽车关门声的声品质主要在于控制车门在关闭过程中所产生的噪声声压大小，Sung及Zhang等学者研究的主要内容是探究汽车车门关闭过程产生的振动与车内声压之间的关系[2-4]，大多是在汽车生产完成后，以实车为对象进行试验，通过测量试验中的车门结构振动速度来计算车内的声压值，这种方法是在汽车样品生产完成后进行试验，无疑会加大汽车产品的制造成本，并拉长产品的设计周期。随着CAE技术的发展，有限元、边界元的应用逐渐成熟，研究者开始利用软件仿真来预测汽车关门过程的噪音值[5-6]，试图在汽车未生产之前对汽车车门进行优化，降低生产成本，缩短设计周期。

1 车门刚度及模态分析

1.1 车门系统动力学方程

NVH表示的是噪声(noise)、振动(viberation)以及声振粗糙度(harshness)的英文缩写，汽车NVH性能描述的是汽车在振动及噪声的作用下，乘员的主观舒适性感受特性，可以用振动、噪声等性能的客观物理量加以衡量。车门结构的振动特性对关门声的噪声声压有一定的影响，分析车门结构的模态性能和刚度性能可以准确地识别出引起车门结构产生噪声的来源，更好地控制车门关闭过程产生的噪声[7]。

车门系统包括车门板件、铰链、锁扣以及密封胶条等结构。车门板件主要是由车门外板、车门内板、加强板及防撞梁等构成，通过铰链及锁扣与汽车车身相连接，车门系统结构如图1所示。

图1 车门系统

车门系统的振动方程可表示为：

Mx··+Cx·+Kx=F0eiωt

(1)

式中：M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；x为坐标列阵；F0为激励力列阵。

将广义坐标转换成主坐标xp，对式(1)两侧同时左乘模态矩阵Φ的转置矩阵φT，得到以主坐标为变量表示的动力学方程：

Mpx··+Cpx·p+Kpxp=Fpeiωt

(2)

式中：Mp为主质量矩阵；Cp为模态阻尼矩阵；Kp为主刚度矩阵。

为简化计算，将多自由度车门系统动力学方程解耦为n个主坐标的微分方程[8]，可表示为：

Mpjx··pj+Cpjx·pj+Kpjxpj=Fpjeiωt(j=1,2,…,n)

(3)

将式(3)化为标准形式，即：

x··pj+2ζjωjx·pj+ω2jxpj=Bjω2jeiωt(j=1,2,…,n)

(4)

式中：Bj=FpjKpj；ζj=cpj2ωjMpj，ζj为第j阶模态的阻尼比。

由上述分析可知，对于多自由度有阻尼系统的振动分析，可先将该系统的动力学方程解耦为以n个主坐标表示的单自由度系统的微分方程，分析方法与单自由度有阻尼系统一样。考虑到不同阻尼的性质及数学描述是不同的，为简化计算，笔者采用无阻尼的多自由度系统进行分析。

将多自由度无阻尼的车门系统解耦成n个单自由度系统，其单个主坐标微分方程表示为：

Mpx··p+Cpx·p+Kpxp=f1ejωt+f2ej2ωt

(5)

式中：f1ejωt和f2ej2ωt为考虑车门的前两阶激励;ω为激励频率。

现假设xp=aejωt+bej2ωt，λ=ωω0，式中a、b为系数，ω为车门结构的固有频率。

车门系统解耦为单自由度无阻尼振动系统时的载荷可表示为：

Fp=Kp·xp=f11-λ2ejωt+f21-4λ2ej2ωt

(6)

从式(6)可看出车门系统的受力振动主要受外部激励的频率值及λ比值影响。外部激励成分较为复杂，无法准确预测；比值则主要受固有频率ω0的影响，由固有频率计算公式ω0=12πKpMp可知，在保证车门系统质量一定时，提高车门的刚度可以增大车门的固有频率，从而降低车门在受到载荷作用时的振动影响。

1.2 车门垂直刚度分析

车门垂直刚度是评价汽车性能的指标之一。当车门承受自身重量以及乘客施加的垂直向下的载荷时，车门仍然能保持原结构不变形的抗变形能力，车门刚度较好，即使车门承受较大的载荷，车门也不会发生大的变形而造成车门系统损坏；车门刚度差，会影响车门锁扣，造成较大的关门力和关门噪声，甚至导致车门卡死，影响消费者的使用。

参照国内大部分汽车公司的设计标准对车门的垂直刚度进行分析，利用HyperMesh软件对车门施加载荷及约束，得到该工况下车门垂直刚度的位移云图。

笔者根据某试验车的原始车门模型，利用三维建模软件进行副驾驶侧车门板件的几何模型建立，右侧车门模型如图2所示。

图2 右侧车门模型

考虑到汽车的车门结构十分复杂，为简化计算提高计算效率，在合理范围内，简化或去除一些对分析结果影响较小的结构，如圆角、小孔等。将模型导入CAE分析软件做模型前处理，网格划分采用四边形单元，对于复杂过渡曲面则采用三角形单元辅助划分。车门网格划分结果如图3所示，其单元数为96 338；节点数为97 745；铰链安装孔处约束全部自由度；垂直方向施加800 N的载荷于锁扣位置；最大变形量为11.17 mm；垂直刚度值为71.2 N/mm。

图3 车门网格划分

车门垂直刚度位移云图如图4所示。从图4可知，车门下垂位移量较大，车门锁扣一侧位移量较大，窗框右上侧的位移量最大，易导致车门发生翘曲变形，车门刚度较低，可以继续提高。

图4 车门垂直刚度位移云图

1.3 车门模态分析

车门模态分析是研究车门系统振动特性的重要步骤，根据车门结构的固有频率可为车门的形貌优化和声场强度分析奠定基础。由于车门所受外界激励大部分为低频的，低阶振动比高阶振动对车门性能的影响大，故只保留车门低阶振动特性。约束施加在车门铰链处与车门锁扣处，分别约束其全部自由度，求解车门板件的前4阶模态。车门前4阶模态振型如图5所示。计算结果如表1所示。

图5 车门前4阶模态振型

表1 车门板件前4阶模态频率及振型描述

按照车门设计原则，车门固有频率应控制在20～40 Hz之间[9]，显然此车门固有频率较低，不符合要求，仍需改进。

2 车门声辐射分析

2.1 边界元法

边界元法是在边界上离散，适用于求解无限域问题，具有较好的精确度和可靠性。在声辐射求解上，当计算模型很大时，只需利用边界元算法，提取模型的面网格即可，计算量小，准确性高。笔者运用直接边界元法进行车门的声辐射分析。

对于封闭网格的内部声场或外部声场，直接边界元法可直接计算，其系统方程为：

Hp=Jvn

(7)

式中：H和J为影响矩阵；p为流体模型表面的节点压力；vn为流体模型表面法线方向的节点速度[10]。

声场中任意一点p处的声压为：

Pp=aTp+bTvn

(8)

式中：aT为声压系数矩阵；bT为流体模型表面法线方向上的节点速度系数矩阵；Pp为p点处的声压值。

2.2 车门板声辐射分析

采用声学仿真软件LMS Virtual.lab对车门关闭的车内声场响应进行计算分析，载荷激励设置在车门锁扣处，大小为800 N；计算频率设在20～200 Hz之间，间隔为2 Hz；流体介质定义为空气，声速为340 m/s，密度为1.225 kg/m3。车门边界元模型的参数设置完成后，进入声学响应计算，可得到该车门模型在激励频率为180 Hz处的声压分布云图,如图6所示。由图6可知该车门原始模型声场辐射计算的最大声压值为143 dB。