基于声腔模态分析的汽车低频噪声优化

2022-04-15桑建兵胡经纬罗明军

安阳工学院学报 2022年2期

张杰，桑建兵，胡经纬，罗明军

（1.合肥职业技术学院交通工程学院，合肥 238000；2.河北工业大学机械工程学院，天津 320000；3.凯翼汽车有限公司工程研究院，安徽芜湖 241009）

随着人们对汽车要求的升级，动力性、经济性、操控性、安全性等已经只能作为汽车消费的基本条件。汽车NVH性能（噪声、振动、舒适性）逐渐成为消费者越来越重视的指标。汽车驾驶室的振动噪声直接影响乘员舒适性。汽车室内噪声主要来自低频噪声、发动机、底盘以及路面等噪声源对车身薄板件的结构振动辐射。本文基于车室声腔模态分析理论，建立实车声腔模型，并对实车进行声腔模态分析，通过优化驾驶室结构，对板件辐射噪声大的区域进行阻尼涂贴以有效降低低频噪声。

1 车室声腔模态分析理论

将车身结构与汽车室内声腔耦合，随着车身薄板件振动，产生的辐射噪声引起汽车室内各个响应点的声压变化。汽车室内的声压变化也引起车身薄板件的振动。因此声固耦合模型能够更加准确地描述汽车室内的声场特性。建立声腔离散化后的声学有限元方程［1］

其中Mf为流体等效质量矩阵，Kf为流体等效刚度矩阵，Bf为流体等效阻尼矩阵，A为节点声压矩阵，为单元节点位移D对时间二阶导数，C为流体和结构的耦合矩阵。考虑声压对结构的作用，方程为

其中Me为结构质量矩阵，Ke为流体等效刚度矩阵，Be为结构阻尼矩阵，Ff为结构空气耦合面上的载荷，Ff=CTA , Fe为结构受到的外部激励。则耦合系统的方程为

2 声固耦合模型的建立

2.1 整车有限元模型

建立白车身有限元模型，采用Hypermesh前处理软件进行结构单元划分，对于车身板件采用2D壳单元，以四边形单元为主，少量三角形CTRIA3单元过渡。网格尺寸根据白车身结构特点定位10 mm。建模过程对尺寸较小的小孔、圆角等进行适度简化，并制定网格单元的质量标准如翘曲度、雅克比、倾斜角度、四边形最大最小角度、三角形最大最小角度等。对于连接件，用ACM焊点单元模拟点焊，用RBE2刚性单元模拟螺栓，用实体单元模拟胶贴。最后完成的白车身模型包含壳单元506 156个，节点518 024个，三角形单元22 668个，占比4.5 %。

整车有限元模型如图1所示。以白车身为基础，在白车身模型（图2）对应位置装配风挡玻璃、前后车门、后背门、车窗、翼子板等有限元模型，成为封闭模型。

图1 整车有限元模型

图2 白车身有限元模型

2.2 声腔网格划分与模型耦合

在整车有限元模型基础上，提取整车模型与声腔交界处的接触面，并且封闭车身模型所有的孔隙形成封闭的空腔。仪表板以及座椅由于体积较大所占据的空间对噪声响应至关重要。在生成室内声腔网格时将座椅作为内部空腔。忽略吸声材料的区域，假定声腔表面为刚性壁。顶棚、座椅是主要的吸声区域，设置阻抗边界条件830+j3030和 971+j8798［2］,实部代表声阻，虚部代表声抗。划分声腔网格时，声学单元尺寸选取60 mm，划分后网格单元总数93 286个，节点总数75 168个，划分后的室内声腔网格如图3所示。室内声腔模型划分后，将其边界上的节点与车身结构进行耦合连接，从而振动相互传递。耦合系统的声压分布主要由振动边界条件决定，忽略声腔系统的空气介质对结构模态影响。车身声固耦合模型如图4所示。

图3 声腔有限元模型

图4 车身声固耦合模型

3 声腔模态分析

当前后车门、车窗封闭时，驾驶室为封闭的空腔，在一定声学模态频率下，声波在空腔传播，入射波与空腔边界反射的反射波矢量叠加，在不同位置产生不同的声压分布，这就形成声学模态振型［3］。声学模态振型的纵坐标是声压分布，单位N/m2，而结构系统的振型的纵坐标是位移，单位mm。当结构系统振动产生的频率与声腔产生的模态频率接近时，声腔容易产生共鸣，噪声放大。表1是声腔相应的4阶模态振型。

如图5所示声腔的纵向一阶振型中，声压节线的位置位于车身B柱后部，接近后排座椅，对后排乘员的噪声影响较大；纵向二阶振型中，声压节线位于两排座椅之间，这对室内噪声控制较为有利。

图5 声腔前四阶模态

4 声固模型试验与整车声振特性分析

4.1 实车怠速噪声测试及车身悬置点激励力测试

针对怠速工况下噪声大、低频轰鸣声明显的车内噪声问题，对怠速工况下车内噪声进行频谱测试，在0 Hz～200 Hz范围内，根据《汽车匀速行驶车内噪声测量方法》测试并记录。A计权处理室内噪声信号的声压曲线如图6所示，噪声峰值主要分布在4个频率即25 Hz、53 Hz、75 Hz、110 Hz附近。

为进一步验证车内噪声是由于发动机、底盘等对车身薄板件振动辐射引起的噪声，对车身悬置点进行激励力测试，采集怠速工况下10个车身悬置点的加速度信号。试验分析测试系统采用东华DH5920测试系统（图7），传感器布置在车身连接处（图8）。两个试验的声级计都布置在驾驶员右耳和后排乘客中间位置处（图9）。

图7 车身悬置激励力测试系统

图8 车身悬置点传感器布置

图9 车内噪声前后测点

根据发动机的激振频率f=N.n/30 Z（其中N为发动机缸数，n为发动机转速，Z为冲程数），怠速n=770r/min左右，得到f=25.67Hz。对车身10个悬置点进行不同激励力测试，得到声压峰值主要分布在25.60 Hz～26.2 Hz、51.8 Hz～53.1 Hz、149.2 Hz～152.4 Hz附近，与怠速噪声测试声压幅值相对应（图10）。

图10 车身悬置点激励曲线

4.2 车身结构-声腔频响分析

4.2.1 声固模型的验证

通过声固模型数值模拟计算与车身悬置点激励测试试验，对两测点位置的声压值进行对比，结果如图11所示。在21 Hz～158 Hz范围，仿真模型精度较高，且趋势近似一致。因此声固模型在试验中得到验证。当然数值模拟计算与试验的声压值存在一定误差，主要原因是仿真计算只考虑悬置激励力引起的车内噪声，简化了实车测试中除了受发动机怠速噪声、进排气噪声以及其他设备的噪声等的影响；另外有限元计算本身也有一定的计算误差。

图11 声固模型试验声压值与仿真声压值对比

4.2.2 车身声学灵敏度

车身声学灵敏度是指在车身连接处施加单位激励力，响应点的噪声级[4]。声学灵敏度分析的目的是为了找出声压峰值所对应的频率，避免在该频率处共振。在声腔模态分析的基础上，将车身悬置点加速度设置为声腔的边界条件，计算车内的声学响应，从而得到前后驾驶员右耳和后排乘客中间位置的声学灵敏度曲线。如图12所示，主要在53 Hz、95 Hz、140 Hz等3个低频附近，声压达到峰值（忽略高频160 Hz等产生的高分贝声压）。

图12 车内声学灵敏度曲线

4.3 整车声振特性分析

综合实车怠速声压值图6、车身悬置点激励曲线图10和车内声学灵敏度曲线图12分析得出，在53 Hz附近声压达到峰值并且激励加速度振幅较大。所以车内声学灵敏度在53 Hz的峰值与激振频率发生耦合，引起共振，使得噪声增大，因而需要对该频率下的结构进行优化。同样，在140 Hz附近，声学灵敏度达到峰值，激振振幅也较高，虽然怠速未出现峰值，但是汽车高速行驶中也易引起共振。因此要对53 Hz以及140 Hz频率下结构噪声进行优化。

5 汽车低频噪声优化与分析||

5.1 板件单元贡献量分析

在车内声腔模型中，将响应看作微小变量振动，简化声学方程，在车身薄板件表面法线振动速度vn与车内声压S之间建立起线性关系。同时将车身薄板件的表面离散成有限个单元，则声腔模型声学响应点的声压S可以表示为

其中，A(ω)是声学传递向量，ω为角频率。通过式（4），进一步将声腔声压与薄板件的微小网格振动速度之间建立联系。通过模态叠加法，可得到场内点i的声压表示为

其中Si,j是单元j对场内点i的声压，vj（ω）是j单元的法向振动速度，Ai,j是单元j对场内点i的声传递向量。引入板块贡献系数(Sc)i,j=Si,j.Si/|Si|量化每个板块对噪声的贡献。同时为消除不同面积板块划分带来的误差，引入单位面积贡献量(Sq)i,，对于面积Q的板件，(Sq)i=(Sg)i/Q。将车身板件划分14个板块区域如图13所示。

图13 车身板件划分

对声固耦合模型车身悬置点激励输入20 Hz～200 Hz的单位激励，利用lms virtual lab计算各板件的单位面积声学贡献量［5-6］，结果如图14、15。由图14、15可以看出，大部分板块对声压响应点的正负贡献值是一致的，不同频率峰值处贡献值有较大差异。53 Hz处，单位面积贡献较大的板块是后地板、防火墙、顶棚、前地板。而后背门、后围板以及挡风玻璃的负贡献较大。140 Hz处，正贡献较大的是后地板、前地板、后围板、车门，负贡献较大的是中地板、顶棚。抑制正贡献的板块振动速度可以降低对应峰值频率处的声压值。由前述4.4可知，模态以及板块贡献分析的目标是为了降低53 Hz以及140 Hz处的声压峰值点的幅值。因此，在53 Hz频率处需要抑制地板、防火墙以及顶棚的振速所产生的声压峰值，在140 Hz频率处需要抑制地板、车门的振速所产生的声压峰值。所以，需要对地板、车门、防火墙做相应的涂贴阻尼优化。

图14 53Hz处驾驶员和后排乘客位置单位面积板块贡献量

图15 140Hz处驾驶员和后排乘客位置单位面积板块贡献量

5.2 基于模态应变能的优化

5.2.1 板件的模态应变能分布

模态分析中的模态应变能［7］定义为Ei,j=uiKjui，其中ui为结构第i阶模态振型向量，Kj为j单元刚度矩阵。其中车门、防火墙、前地板、后地板对应的模态应变能分布如图16所示。在外界激励作用下，板件单元的模态应变能越高，板件越容易产生振动，噪声放大。所以在相应的位置添加阻尼材料达到耗散振动能量、降低振速的目的。薄板件的振动响应以低阶为主，并且低频噪声通常考察范围在180 Hz以下，因此涂贴阻尼材料（涂贴位置见图17所示）也以230 Hz以下低频噪声为主。