开闭件声腔对噪声传递函数分析的影响*

姚雨涵 张胜兰 夏洪兵 刘 伟

（1.湖北汽车工业学院汽车工程学院 十堰 442002）

（2.中国汽车技术研究中心有限公司汽车工程研究院 天津 300300）

1 引言

随着汽车设计水平及生产技术的不断提高，汽车的舒适性成为区分汽车品质的重要因素之一。车身内的振动和噪声是衡量乘坐舒适性的重要指标，从车身的角度对噪声传递函数（NTF）进行分析是控制汽车噪声在现代汽车开发过程中重要的步骤之一［1］。而NTF 分析通常需要准确获取声腔的声学特性参数。耦合封闭声腔的广泛存在于各种工业和生活场合，如飞机、船舶及车辆舱室等环境下的噪声控制。国内外学者利用许多方法对封闭声腔的声辐射进行了大量的研究。Pan［2］从理论和试验对耦合封闭声腔的ASAC 机理进行了深入的研究，王园等［3］分析了声腔深度对声腔模态与板模态传递因子大小、耦合系统共振频率、模态衰减时间的影响。赵乐斌等［4］建立有无座椅两种状态下的声腔，仿真声固耦合模态参数验证座椅声腔的必要性。本文主要对基于附加开闭件的声腔进行研究，将对比传统声腔模型，对添加开闭件声腔模型与车身结构间的耦合特性进行深入分析，考虑两种声腔模型下的噪声传递函数分析结果。为探索开闭件声腔模型对噪声传递函数仿真分析的影响，分别建立传统车内声腔模型的声固耦合系统和附加开闭件声腔的车内声固耦合系统。采用以声腔模态分析、板件贡献量分析、原点动刚度分析三种方法并结合所选车型的NTF 曲线特点，有针对性地分析开闭件声腔在声腔建模时需要被考虑的原因。并通过NTF 实验验证了模型的准确性和方法的有效性。

2 车内声学特性机理分析

2.1 车内结构噪声机理分析

车内结构噪声由发动机和外界激励通过传动系统和悬架传递到车身板件上，激起板件的振动，引起车内声腔体积的变化，使得声压波动，造成噪声的产生。同时，声腔内的空气通过运动作用在车身上，也会激起板件的振动。因此，车身板件和声腔存在相互作用［5］。它们之间的耦合关系可以耦合矩阵R表示。

板结构施加在流体上的力的关系式，如式（1）所示。

式中Ü为加速度，F1为板结构施加在流体上的力。

流体作用在板结构上的力的关系式，如式（2）所示。

式中，Ff为流体作用在板结构上的力，Q为声腔的声压。

将封闭空间分成若干个小空间进行离散，则流场内的波动方程可以写成有限元矩阵方程，如式（3）所示。

式中：Mf为流体等效质量矩阵；Cf为流体等效阻尼矩阵；Kf为流体等效刚度矩阵；P 为各节点的声压向量；Ṗ为声压一阶导数向量；P̈为声压二阶导数向量。

将板件的振动输入赋值在声腔上，则得到关系式，如式（4）所示。

板件振动推动声腔声压变化可以体现出声压变化的特征。同时，板件与声腔振动的频率接近时会发生共振，产生车内轰鸣声。因此，声腔与车身板件的耦合分析可以找到引起共振的板件并改进其结构有效地控制轰鸣声，是车内结构噪声分析与优化的基础。

2.2 声腔系统模态机理分析

与车身结构系统类似，声腔也具有模态振型、频率。在某一频率下，声波在车身声腔内传播时，入射波与反射波存在相互抵消或叠加的关系，在不同位置产生不同的声压分布情况［6］。当边界的结构运动向量为零向量时，有限元流体方程为

式中：Mf为流体等效质量矩阵；Kf为流体等效刚度矩阵；p为单元节点压力。

其特征方程为

由此分析计算声腔模态的频率和振型。关注声腔模态对于声腔在改变结构控制车内噪声是十分关键的，因此，在仿真过程中，关注声腔模型的准确性是有意义的。

3 有限元仿真模型分析

3.1 模型建立

噪声传递函数的模型包括内饰车身模型和声腔模型。利用HyperMesh 软件建立车内声固耦合系统的有限元模型。内饰车身模型包括白车身、动力总成悬置、四门两盖、座椅总成、副车架等，主要采用四边形和少量三角形壳单元划分网格，选取单元大小为10mm。本项目针对SUV 车型轿车，建立结构内饰车身模型如图1所示。

图1 内饰车身模型

声腔建模的目的是为了仿真车内空气的作用。空气作为一种媒介具有固定的属性，因此声腔模型是仿真工作中必须建立的模型。声学网格的尺寸必须小于波长的1/6［7］。根据计算，选取模型单元大小为50mm，声腔采用四面体单元进行离散，材料属性为流体，采用MAT10 来定义。传统车内声腔模型通常只包括空气腔和座椅声腔两部分，如图2（a）所示。作为本文研究对象，另外还需建立开闭件（四门）声腔模型，如图2（b）所示。

图2 声腔模型

3.2 NTF分析及对比

噪声传递函数（NTF）是指在一个系统中，输出噪声（如驾驶员右耳声压）与输入激励载荷（如在车身关键接附点施加振动激励）的比值。采用模态频响法，计算单位载荷下驾驶员右耳侧的声压变化曲线［8］。整个分析模型不施加任何约束，为自由状态，在车身和底盘的15 个主要接附点处分别施加X、Y、Z 方向，大小为1 N 的激励，内饰车身模型分析频率范围为20Hz～200Hz，声腔模型分析频率范围为0～600 Hz。在内饰车身模型不变的前提下，分别计算采用常规声腔模型和附件开闭件声腔的声腔模型的噪声传递函数。将同一接附点，同一方向的两条声压曲线进行对比，得到如图3 所示声压变化曲线。

图3 NTF声压变化曲线对比

由声压变化曲线可看出，添加开闭件声腔后，声压曲线呈现的规律是：幅值发生改变，峰值频率基本未变。因此，四门开闭件声腔对NTF结果影响较大，最大影响处有6dB 的差异。因此需要声腔模态分析，板件贡献量分析，车门内/外板IPI（原点动刚度）相位分析等辅助分析NTF声压曲线变化产生的原因。

3.3 声腔模态分析

附加开闭件声腔的声腔模态分析可以体现出压力的变化，每阶声腔模态都有不同的振型。仿真得到车内前200Hz 范围内的声学固有频率与模态振型，前6 阶的振型图如图4 所示。

图4 开闭件声腔模态振型图

由仿真结果可以看出，在200Hz内，开闭件（四门）的声腔无明显模态，可以排除左右门声腔自身模态问题。

3.4 板件贡献量分析

包围声腔的各个结构板件对参考点声压响应的贡献量称为板件贡献量［9］。为分析与开闭件声腔产生影响的因素，将四门的内/外板作为声学板件贡献量分析的重点板件。以后副车架右后接附点X向为例，附加开闭件声腔与传统声腔对比计算出的其NTF 曲线（图3（a））在73Hz 左右降低，在90Hz左右提升。由此，找出73Hz和90Hz附件的板件模态变化与板件贡献量，如图5所示。

图5 关键频率附件的板件模态振型图

根据图5 所示的车门模态，72.72Hz 存在左后车门、右后车门的外板模态；90.09Hz存在左后车门内板模态。根据图6 所示的板件贡献量，右前门内板在73Hz 贡献量明显；90Hz 时，左前门内板、左后门内板负贡献量明显。内板与声腔直接接触，其振动对声腔内声压变化有直接影响，且从板件贡献量看，内板的振动对车内声压影响最大。而外板有模态，对NTF 的变化有一定的贡献，但不是因外板向内板传递辐射导致，并非主要贡献。因此，外板、声腔模态与内板发生相互作用，改变内板辐射振动质量能量的可能性最大。

图6 板件贡献量分布图

3.5 内/外板IPI（原点动刚度）相位分析

IPI（Input Point Inertance）分析是频响分析的一种［10］。为获取车门内、外板的相位作用，在车门的内外板各取一点，施加单位简谐激振力，激励点同为响应点，输出加速度幅值和相位。其相位图如图7所示。

图7 车门内/外板相位图

由相位图可以看出，内/外板X 方向上在80Hz附件具有相反的相位，Y 方向上在120Hz 附近相位相反、Z 向的振动相位在80Hz～120Hz 不同，因此车门的内外板对振动有增益/抵消作用，从而影响附加开闭件声腔的车内声-固耦合系统仿真结果中的NTF曲线变化。

4 噪声传递函数试验验证

为进一步对前述分析方法的有效性进行验证，开展了相关的结构力-振动噪声响应传递函数NTF试验。 试验采用力锤激励法，利用LMS SC316-UTP（48）数据采集器和BW 13510加速度传感器测试装饰车身的NTF 传递函数。响应点为车内驾驶员右耳位置噪声，测试频率带宽为20Hz～200Hz［11～15］。外力激励点位置位于前/后副车架等接附点，图8为传感器接附点位置。

图8 激励接附点位置图

利用LMS Test.Lab 软件测试，整理测试结果，并与有无附件开闭件声腔的两组仿真数据进行对标得到如图9所示曲线。

由图9 可知，试验测试得到的响应与两种声腔模型仿真计算得到的响应对比可知，采用附件开闭件声腔的声腔模型系统更接近试验测试结果，峰值响应对应的振频基本与试验测试吻合，即验证了仿真中附件开闭件声腔的声腔模型更准确，更具有效性。

图9 NTF对标曲线

5 结语

本文有针对性地分析了开闭件声腔在声腔建模时需要被考虑的原因。得到结论如下：在噪声传递函数特性仿真分析中，声腔模型建立的不合理将会影响声腔的声学特性参数辨识。开闭件声腔对噪声传递函数分析结果的影响集中体现在NTF 曲线变化80Hz～120Hz 之间。因外板-内板振动相位不同，对振动有增益/抵消作用，从而改变NTF 曲线。因此，开闭件声腔对噪声传递函数分析结果影响较大，建模时需考虑添加。附加开闭件声腔的声腔模型表面振动具有方向性，这对于车内结构噪声控制具有指导作用，可有针对性地进行建模分析，解决实际工程问题。