SRV車內低頻噪聲控制

陳 劍 文智明 李繼鋒

合肥工業大學安徽省汽車NVH與可靠性重點實驗室,合肥,230009

0 引言

車內噪聲主要由發動機、傳動系、輪胎、液壓系統及結構振動引起,產生的振動和噪聲經過懸架系統、車身結構等的放大以結構噪聲或空氣噪聲的形式進入車室空腔,形成車內噪聲[1]。結構噪聲頻率主要集中在200Hz以下,給人的主觀感覺為“booming”聲,影響乘坐舒適性。常規的吸聲降噪措施對低頻噪聲的作用不大,這個問題最實際的解決辦法是修改車身結構[2]。本文以某SRV為對象,應用 MSC.NASTRAN、SYSNOISE軟件并結合模態實驗,提出一種優化板件厚度以有效降低車內噪聲水平的方法。

1 結構與聲學模型的建立

建立準確的有限元模型是取得可靠分析結果的前提。本文以實驗獲得的模態參數為依據,以通過模態實驗和CAE分析得到的前4階主模態的模態頻率和振型的匹配程度為判斷標準,對有限元模型進行參數修改與設定,使其達到最佳的符合程度[3]。

1.1 白車身有限元模型的建立

本文所分析的SRV承載式車身,由復雜的空間板殼結構經過點焊連接而成,車身板件由四節點或三節點殼單元來模擬,點焊由RBE3和Hex8的柔性連接方式來模擬。螺栓等連接由RBE2來模擬,在建模過程中要對模型進行簡化以提高網格質量和計算精度[4],在HyperMesh中建立的白車身模型如圖1所示,建模參數見表1。

圖1 SRV白車身有限元模型

表1 白車身有限元模型基本參數

采用單點激勵多點響應的實驗方案,并把白車身吊起以模擬自由支承方式進行模態測試。激勵信號由力錘發出,響應信號由B&K公司的加速度傳感器拾取。利用北京東方振動和噪聲技術研究所的DASP軟件進行數據處理和分析,得到白車身的模態參數如表2所示,DASP中建立的白車身模型見圖2。

表2 白車身的計算模態參數與實驗模態參數

圖2 DASP中白車身模型

由表2可知,經過修正后的白車身模型前4階主模態的模態頻率計算值與實驗值誤差較小。主振型的計算結果和實驗結果較一致,表明白車身的有限元模型很好地反映了實際結構的振動特性,所采用的建模和分析方法是正確的。

1.2 聲學模型的建立

在聲學有限元分析中,每個波長至少含有6個聲學單元。綜合考慮計算精度和規模,取單元長度為60～120mm。在白車身有限元模型的基礎上通過網格粗化建立聲腔有限元模型,在SYSNOISE中對其進行聲模態分析。

采用與結構模態實驗類似的方法對車內聲腔進行聲學模態實驗[5]。如圖3所示,實驗時,將揚聲器置于封閉的轎車車內,開啟B&K 4205標準聲功率源,將白噪聲信號輸入揚聲器(作為車內聲場的激勵源)。待噪聲穩定后,采集布置在聲功率源附近及車內各測量點處傳聲器的信號。將聲功率源附近信號作為輸入,將車內其他測點處信號作為輸出,便可求得激勵與響應點間的傳遞函數,由此,可利用模態分析技術求出車內聲腔的聲學模態。

圖3 車內聲學模態實驗示意圖

根據表3列出的考慮座椅和儀表盤影響的聲腔計算模態參數與實驗模態參數可以看出,有座椅和儀表盤的聲腔有限元模型是可靠的。然后在有限元模型的基礎上生成邊界元模型,見圖4、圖5。

表3 聲腔計算模態參數與實驗模態參數

圖4 車內聲場有限元模型

圖5 車內聲場邊界元線框模型

2 聲場分析

2.1 聲輻射計算

車身壁板結構剛度較大,聲振耦合作用不顯著,故不考慮耦合作用的影響[6]。以諧響應分析所得的壁板振速作為邊界條件,計算車內聲學響應。諧響應分析是用來計算線性結構在簡諧力激勵下穩態響應的一種分析技術,通過諧響應分析可以考察白車身的結構振動響應特性。低頻時,發動機是主要的噪聲與振動源,故筆者在車架上發動機懸置連接處加載垂向單位正弦力;約束前后懸架與車身連接底座處的6個自由度以模擬地面的支撐作用;定義分析頻率范圍為20～200Hz,步長為5Hz。

SYSNOISE軟件提供FEM和BEM兩種方法來計算聲學響應,從圖6中可以看出,兩種方法所得峰值頻率相同,響應曲線整體一致。從圖7中可以看出,前后座椅附近各關注點處的聲壓響應趨勢相同,并都在 40Hz、55Hz、65Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz 頻率附近出現峰值。40Hz、55Hz時,激勵頻率接近車身4階模態頻率和9階模態頻率,車內聲場主要受頂棚和底板的振 動影 響;55Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz時,激勵頻率接近聲腔模態頻率,此時發生聲腔共鳴,聲壓級幅值較大。其中,在55Hz、120Hz、160Hz附近聲壓級出現較大峰值,上述頻率為重點優化頻率。

圖6 BEM法與FEM法計算結果

圖7 前排及后排座椅關注點處的聲學響應

2.2 面板貢獻度分析[7]

轎車乘坐室內的噪聲是由組成乘坐室的所有板件振動引起的,車身板件的不同區域對乘坐室內任意位置聲壓的貢獻是不同的。通過面板貢獻度分析可以找出主要噪聲源。

取v ns為表面速度的列向量,p為場點內某點的聲壓,得到頻率ω下的關系式：

其中,ATVT(ω)為聲傳遞向量,物理意義為單元或節點在頻率ω下的單位速度在場點上引起的聲壓值。

面板對場點的聲壓貢獻p c為面板所包含的n個有限單元對場點的聲壓貢獻和,即

式中,e為單元編號;ATVe為面板內單元e的聲傳遞向量;ve為單元e的法向振速向量。

對面板聲貢獻量進行歸一化處理可得面板聲學貢獻系數D c：

式中,p*為場點聲壓p的共軛復數。

在SYSNOISE中首先要計算ATV,然后把速度邊界條件導入,再計算駕駛員左耳的面板貢獻度,圖 8 分別列出了55Hz、120Hz、160Hz時6 個主要板件對駕駛員左耳聲壓的貢獻系數。

圖8 主要板件在不同頻率下的貢獻系數

通過對所有共振頻率下主要板件的統計分析,可以得出如下結論：對車內主要參考點處的聲壓級峰值有較大正貢獻量的板件主要是頂棚、前后底板和防火墻。其中,在55Hz附近對聲壓正貢獻量最大的主要板件是頂棚、前底板和防火墻;在120Hz附近對聲壓正貢獻量最大的主要板件是頂棚、前底板;在160Hz附近對聲壓正貢獻量最大的主要板件是前后底板和防火墻。結構改進時,主要目標是采取措施降低相應板件的振動。

3 靈敏度的分析與優化

進行靈敏度分析與優化時,需要確定目標函數、設計變量、約束條件。通過靈敏度分析可以確定對目標函數影響大的參數,并以此為設計變量進行優化。

3.1 目標函數[8]

對目標函數的考慮如下：根據場點聲學響應特性將考察的頻率分3段(50～65Hz、110～125Hz、150～165Hz);以各板件代表點在這些頻段內振速幅值的均方根來代表各峰值頻率下的振速;將板件在不同峰值頻率下的貢獻系數與相應加權系數的乘積作為各板件振速的加權均方值;綜合板件在3個峰值頻率下的貢獻系數,將各板件的振速加權均方值乘以不同加權系數,得到所有板件振速的加權均方值。以所有板件振速的加權均方值為目標函數來衡量優化對各板件在峰值頻率附近振速降低的效果。

代表點的振速加權均方值可表示為

式中,xi為頻率i對應代表點的法向振速;a1、a2、a3分別為對應頻段的加權系數。

表4 加權系數

板件的振速加權均方值為

式中,k為板件n的代表節點數。

目標函數可表達為

式中,bn為第n塊板件的加權系數。

3.2 約束條件

除設計變量尺寸約束外,考慮到改動的經濟性要求,本文限制板厚變化后的總質量,以使增加的質量達到最好的分布。取增加或減少的質量不超過20kg,原白車身總質量為344.7kg,故約束函數為

3.3 設計變量

以主要板件厚度為變量參數,進行靈敏度分析。根據設計限制及工藝和強度的限制,確定上下限值,以靈敏度值高的變量為優化的設計變量進行優化,見表5。

表5 設計變量參數表

3.4 優化結果

經過10次迭代,優化計算收斂,優化目標值由2.75mm/s下降到 1.34mm/s,減小幅度達51%,白車身質量增加19.6kg,增幅為5.69%。

由優化結果可見,優化后以較小的成本代價達到了減小主要板件在峰值頻率附近振速幅值的目的。最后,根據優化結果與廠家提供板件尺寸規格確定實際取值,見表5。

4 結果對比

對調整后的結構重新計算,對比改進前后的結果。從圖9可以看出,板厚優化對降低車內噪聲有較好的效果。駕駛員右耳處的聲壓級在頻率55Hz、120Hz、160Hz附近的峰值有明顯減小,峰值一般約減小3d B。可見針對主要板件厚度的優化來降低車內噪聲的措施是適當的,減小主要正貢獻板件的振動可以達到降噪的效果。

圖9 優化前后聲壓級比較

5 結束語

通過對比實驗與計算模態結果建立了結構與聲學的有限元模型;通過面板貢獻度分析可以找出主要噪聲源,為結構優化制定目標;靈敏度分析可以區分各變量參數對板件振動速度幅值的影響程度,為優化設計選取設計變量提供依據;優化板件厚度后車內噪聲降低了。

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