某电动商用汽车驾驶室NVH性能分析

潘庆龙 吴芷红

摘要： 为研究车辆驾驶室噪声、振动、声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能，采用有限元软件建立某款电动商用车驾驶室和声腔有限元模型并进行声腔模态分析；以底盘左、右前减振器安装点为激励点，驾驶员右耳处为响应点进行噪声传递函数（noise transfer function，NTF）分析，并与车辆标准声压级对比。结果表明：建立的声腔模态振型分布均匀合理，声腔模态各阶固有频率避开了车辆固有频率100.8 Hz，防止共振发生；对比车辆标准声压级要求，该模型响应点声压级在65 dB以内，满足NVH性能标准。

关键词： 电动汽车；驾驶室；NVH；声腔模态；NTF

中图分类号：U461.4 文献标志码：A 文章编号：1673-6397（2024）01-0099-06

引用格式：  潘庆龙，吴芷红.某电动商用汽车驾驶室NVH性能分析［J］.内燃机与动力装置，2024，41（1）：99-104.

PAN Qinglong，WU Zhihong. Analysis of NVH performance for an electric commercial vehicle cab［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（1）：99-104.

0 引言

随着我国经济水平的快速发展和汽车市场日益壮大，对汽车舒适性的要求越来越高，目前国内汽车的噪声、振动与声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）相关研究起步较晚，汽车NVH性能相关的故障及投诉逐渐增多[1]。由于电动汽车动力装置中增加了电机控制器、电动机等结构，在汽车行驶过程中，不同结构之间若产生共振，造成车辆NVH性能下降，使驾乘人员产生不适，影响车辆舒适性，严重时影响车辆安全。范习民等[2]提出了V型NVH设计流程，促进了NVH相应评价准则和标准的建立。韩志明[3]对声固耦合模型进行模态计算与声压级频率响应分析，确定整车最大声压级，并根据阻尼区域的振动特性提出优化设计方案，降低了峰值声压。时磊等[4]采用相对位移测量积分方法，通过采集加速度信号并处理后确定相对位移，该种方法效率高且成本低，在汽车NVH开发中得到广泛应用。

本文中以某电动商用车驾驶室为研究对象，分别建立驾驶室和声腔有限元模型，采用模态频响分析法，分析不同激励点下响应点的声压级变化，结合声固耦合模型噪声传递函数（noise transfer function，NTF）分析，将分析结果与标准声压级对比，为车辆NVH研究提供一种有效方法。

1 车身有限元模型建立

1.1 车身网格划分

以某电动商用车驾驶室为研究对象，在CATIA软件中建立目标模型，检查、修改后，将建立的计算机辅助设计模型导入有限元仿真软件ANSA，进行几何检查确认模型无误后，抽取模型中面。由于车身结构复杂，零部件较多，可抽取多个中面，运用Mesh Generation的Batch命令进行批量划分，提高网格划分效率。车身零部件上出现各种细微的特征，比如空洞、突起，ANSA软件自动判断相关特征并做出几何清理，再进行合理的尺寸划分。

由于该模型为内饰车身模型，将驾驶舱内的转向系统与制动系统划分为四面体单元，外板与内部框架以及顶盖、侧围、后围、前围、车门、玻璃等车身外板网格尺寸为8 mm×8 mm，内部的小零件及加强筋网格尺寸为4 mm×4 mm，其余部件用三角形划分。内饰车身模型壳共有926 674个单元，其中三角形单元占比为7%，体单元共有996 776个，节点数为1 208 474。驾驶室有限元模型如图1所示。

1.2 网格质量检查

网格质量对于模型分析结果非常重要，网格质量不合格影响计算效率，严重时造成模型无法计算[5]。该驾驶室模型要求雅可比数大于等于0.61，纵横比小于等于5，翘曲度小于等于14，扭曲度小于等于40，四边形最大角为135°、最小角为45°，三角形最大角为120°、最小角为20°，所建模型网格质量均符合要求。

1.3 材料属性

模拟有限元仿真计算时，每个零部件对应的材料与属性直接影响计算结果，在Hypermesh中建立MT1材料属性卡，其类型为各向同性材料，各材料属性及参数如表1所示。

1.4 板件连接

驾驶室有限元模型网格划分与质量检查完成后，从ANSA导出Nastran文件，并导入Hypermesh，进行板件连接。由于车身中零部件较多，通常采用螺栓、焊點、粘胶等方法连接，形成一个整体，使激励传递到车身各个部位，保证计算结果的准确性[6-7]。

采用ACM中的单元模块Shell Gap模拟焊点连接，焊点组成结构为一个六面体实体单元，周围采用柔性连接单元RBE3，将上、下2层板件连接起来；采用刚性连接单元RBE2与CBEAM配合，模拟螺栓连接，赋予CBEAM单元直径属性，模拟螺栓直径；粘胶是一种强度较高的粘合剂，在车身上属受力组件，可传递激励，采用AREA单元模块中的adhesives类型模拟粘胶，建立正六面体与柔性连接单元RBE3的组合。板件之间不同连接方式如图2所示。

2 声腔模态计算分析

由空气组成的封闭结构体内存在模态振型与模态频率，封闭空气形成的模态称为声腔模态[8]。将车身框架内部看作充满空气的封闭空间进行声腔模态分析。

2.1 声腔有限元模型

在建立声腔有限元模型的过程中，忽略驾驶室内的转向制动系统、柱梁及与内板接触的小部件，仅保留车体框架，以保证声腔网格的准确性。

座椅是声腔模态分析中的重要组件。研究表明，座椅的泡沫材质内会掺杂空气，形成与外部空气腔体不同的特殊腔体，当该腔体与空气耦合时，降低声腔模态频率[9]，座椅模型如图3所示。

采用Hypermesh的Nastran模块建立声腔网格[10-11]。在建立声腔网格之前，对外部相邻零件间的空洞进行填补，确保外部相邻零件的密封性；使用Acoustic Cavity Mesh功能创建声腔网格外表面，划分尺寸为60 mm×60 mm，并导入座椅模型，使用3D页面中的tetramesh命令将座椅外表面及声腔内表面的二维网格转化为四面体实体网格，形成座椅与声腔一体的四面体网格模型，再进行声腔模型分析。声腔有限元模型如图4所示。图4模型中包含272 453个四面体实体单元，47 758个节点。

2.2 材料属性

声腔模型为流体模型，设置为MAT10流体材料，座椅的密度为11.9 kg/m3，空气密度为1.19 kg/m3，二者声速均为345 m/s；二者属性为PSOLID，将声腔网格设置成PFLUID，结合Assign面板将创建的材料属性附加给相应的声腔网格单元所在图层。

2.3 声腔模态计算

将划分好网格的声腔模型建立EIGRL格式的载荷集卡片，提取前20阶模态频率，并在loadsteps载荷步面板上设置为normol modes模态分析，采用FLUID流体分析后，导出为BDF格式，并导入OptiStruct求解器进行计算分析，前6阶（由于第1阶固有频率为0，本文从第2阶模态开始算作1阶声腔模态）声腔模态振型云图如图5所示，前6阶声腔模态

固有频率及振型如表2所示。

由图5及表2可知：1阶声腔模态固有频率为105.7 Hz，模态振型呈阶段式横向分布，中间位置声压级最小，由中间到两侧车门处声压级逐渐增大；2阶声腔模态固有频率为108.0 Hz，模态振型呈纵向变化，中间位置声压级最小，由中间位置到前围、后围板处声压级依次增大；3阶声腔模态固有频率为158.0 Hz，模态振型呈横纵交错分布，声压级为对角线分布，最大声压级位于后围板左上方、右上方和左右前照灯处；4阶声腔模态固有频率为161.5 Hz，模态振型呈垂向分布，最大声压级在后围板与底盘的交界处，最小声压级在后围板上方处，此处距离驾驶员及乘客更近，利于提高乘客的舒适性；5阶声腔模态固有频率为191.8 Hz， 声压级在x、y、z 3个 方向均有一定的分布规律，模态振型为复合型，最大声压级为顶盖后部与后围板正上方交界处；6阶声腔模态固有频率为195.2 Hz，声压级沿横向与垂向2个方向变化，模态振型为复合型，最大声压级位于座椅后方，后围板左下及右下位置处。声腔模态各阶固有频率避开了汽车固有频率100.8 Hz，有效防止共振发生。

3 车身噪声传递函数分析

3.1 内饰车身有限元模型

车辆的各种振动与噪声都会通过车身传入到驾驶室内，影响汽车NVH性能[12]。车身某处受到激励时，在车厢内驾乘人员某响应点处（如驾驶员、乘客的耳朵处）产生噪声声压级（以A计权），通过NTF分析衡量车身结构振动噪声程度[13-14]。由于NTF与输入激励形式无关，与车身结构特性有关，开发初期对新车型进行基于声固耦合的NTF分析，可尽早发现设计缺陷并改正，同时为车内噪声预测与控制提供数据支持，降低车内振动噪声。将内饰车身底盘处的左、右前减振器安装点设置为激励点，在激励点位置施加单位动载荷，选驾驶员右耳处为NTF响应点，该声腔模型激励点和NTF响应点位置如图6所示。

根据行业要求，不同车型对驾驶员右耳处声压级标准不同。本文中参考相关车型声压级，驾驶员右耳处的最大声压级为65 dB。

将1.1节中建立的驾驶室有限元模型与2.1节中建立的声腔有限元模型同时导入Hypermesh，并进行关联，得到声固耦合模型，进行车辆NTF分析。在激励点 x、y、z  3个方向上，分别持续施加1 N的单位激振力；设置数据卡EIGRL加载模态频率为0～500 Hz；设置数据卡TABLED1加载频率为0～500 Hz，激振力幅值为1 N；设置FREQ数据卡输出频率为20～350 Hz，步长为1 Hz；设置SET数据卡定义响应点，搭建内饰车身有限元模型；在Hypermesh中选用OptiStruct求解器求解计算，使用HyperGraph模块处理NTF曲线，并选择pch文件查看计算结果。

3.2 NTF曲线分析

不同激励点时，驾驶员右耳处的声压频率响应曲线如7所示。

由图7a）可知：在左前减振器激励下，驾驶员右耳处 x 方向在211 Hz时出现最大声压级，为57.07 dB； y 方向在287 Hz出现最大声压级，为61.62 dB； z 方向在334 Hz出现最大声压级，为62.96 dB。由图7b）可知：在右前减振器激励下，驾驶员右耳处 x 方向在234 Hz出现最大声压级，为56.51 dB； y 方向在341 Hz出现最大声压级，为56.97 dB； z 方向在343 Hz出现最大声压级，为57.13 dB。

由NTF分析可知，该模型声压级在标准范围以内，表明该车型结构设计满足NVH性能要求。

4 结论

针对某电动商用车驾驶室进行声腔模态分析与NTF分析，结论如下：1）声腔模态振型云图分布均匀且合理，各阶模态固有频率均避开了车辆零部件固有频率，有效防止共振发生，达到NVH性能要求；2）对车身有限元模型进行NTF分析，左、右减震器激励点对应的 x、y、z 方向上驾驶员右耳处的声压级均小于最大声压级为65 dB的标准，NVH性能达到目标要求。

参考文献：

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[5]  范彬.SUV内饰车身声固耦合噪声特性分析与优化[D].镇江：江苏大学，2018.

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Analysis of NVH performance for an electric commercial vehicle cab

PAN Qinglong， WU Zhihong*

School of Automotive Engineering，Shandong Jiaotong University， Jinan 250357， China

Abstract： In order to study the performance of noise， vibration， harshness （NVH） of an electric commercial vehicle， the finite element model of cab and acoustic cavity are established by using the finite element software， and the acoustic cavity modal analysis is carried out. Take the mounting point of the left and right front shock absorbers of the chassis as the excitation point， the noise transfer function （NTF） analysis is performed on the right ear of the driver and compared with the vehicle standard sound pressure level. The results show that the mode shape distribution of the cavity is uniform and reasonable， and the natural frequencies of the cavity mode avoid the natural frequency of 100.8 Hz of the vehicle to prevent resonance， the model response point sound pressure level is less than 65 dB， which meets the NVH performance standard.

Keywords： electric vehicle; cab; NVH; vocal cavity mode; NTF

（責任编辑：胡晓燕）