客車車身板件聲學貢獻分析

趙宇偉 周 鋐

（1.同濟大學；2.同濟大學新能源汽車工程中心）

1 前言

為預測分析車內噪聲特性，國內、外學者開展了許多研究工作。1970年起，美國通用公司的J.A.Wolf等[1]用有限元軟件NASTRAN對20～80 Hz頻率范圍內二維車輛模型的聲學結構耦合問題進行分析，用模態方法描述乘坐室板件振動，并進行受迫響應分析。1996年，P.J.G.Van der Linden等[2]利用試驗方法，在車輛正常行駛工況下測量板件和麥克風位置處的聲學傳遞函數和板件表面振動加速度，利用空氣噪聲源量化方法，確定了低頻時車身板件的聲學貢獻量。同濟大學和上海交通大學研究人員[3，4]對于板件貢獻問題也開展了一定研究，取得了一些研究成果。

為提升客車車內降噪性能，本文運用邊界元方法，結合聲學傳遞向量概念，利用LMS Virtual.Lab軟件，對某型客車完成了一次車身板件聲學貢獻分析，找出了特定頻率下對于車內場點聲壓貢獻突出的振動板件，提出了可行的改進措施，達到了改善車內噪聲水平的目的。

2 基本方法

2.1 邊界元方法

同有限元法急劇增大的計算量相比，聲學邊界元方法在聲空間體積增大、模態密度變大時，有很多優越性。

系統的邊界結構條件一般分為已知結構表面的復聲壓、復振動速度、復阻抗3種。邊界元方法需要結構表面的復聲壓和復振動速度作為兩個物理量之一作為輸入，然后根據邊界條件計算出結構表面的另一物理量。

在同時得到結構表面的復聲壓pi和復振動速度vi之后，采用赫爾霍茲積分局可以計算出聲場中任一點聲壓[5]：

式中，Gij為三維自由場格林函數；Gij′為格林函數的法向導數。

2.2 聲傳遞向量（ATV）

假設所研究的系統線性不變，則聲學方程是線性的，可以在聲場的某場點和板件表面振動速度之間建立線性的輸入—輸出關系，若把表面振動速度離散成有限個單元，這種輸入—輸出關系可以表示為[6]：

式中，p（ω）為場內某點的聲壓值；vn（ω）為板件表面振速的列向量；{aATV（ω）}為單元或節點在特定頻率下的單位振動速度在場點上引起的聲壓。

通過ATV，將聲場中某點處的聲壓與模型節點的振動速度之間建立了聯系。由聲傳遞矩陣的定義及ATV與聲傳遞矩陣間的關系可見，ATV依賴于分析頻率、輻射表面形狀、流體的聲特性和場點位置。但是ATV不依賴于表面振動速度的具體分布，即不依賴于激勵特性與內部結構，因此可以認為ATV反映的是從輻射表面到關心場點的固有特性[7]。

3 車身整體結構模態及速度響應分析

對車身整體結構進行模態分析可以確定車身的模態頻率和振型。首先，運用模態試驗方法得到白車身模態特性。然后，通過有限元軟件來計算車窗、車門的模態特性。在有限元計算時，所采用的網格都是殼單元，車門和車窗屬性如表1所列。

通過適當的結構連接屬性將車門和車窗與白車身相連，本文簡化為剛性連接，通過軟件進行模態綜合計算，得到車身整體結構的模態特性如表2所列。

表2 車身結構前10階固有頻率

對車身整體結構進行模態分析主要是為車內空腔的聲學響應與板件聲學貢獻分析提供邊界條件，即得到車身板件的法向振動速度。在本客車上，發動機通過懸置安裝在車身上，因此，要得到車身板件的法向振動速度，就要將實際激勵施加在車身上來考察車身板件的響應。施加的激勵是在怠速工況下，通過傳遞路徑分析所求出的作用在被動側（車身上）的力。圖1為發動機左懸置X、Y、Z方向的激勵力。

在發動機左懸置、右懸置和后懸置X、Y、Z 3個方向，以及排氣管前、后兩個吊耳的Z方向施加實際激勵，通過基于模態的強迫響應計算，得到車身板件的振動速度。圖2給出的是28 Hz下車身結構和板件的振動速度。

4 車內空腔聲學特性分析

4.1 車內空腔邊界元模型

運用LMS Virtual.Lab軟件中的空腔網格生成器，建立尺寸為50 mm的空腔有限元網格，進一步運用Hypermesh得到其表面邊界元網格，由于座椅的存在對計算結果有較大影響，因此同時考慮座椅占據空間的影響，并采用直接邊界元方法進行計算。根據聲學邊界元模型必須滿足一個波長內包含6個網格單元的原則[5]，本模型可以分析的頻率范圍可到1000 Hz左右。在應用邊界元方法計算聲學問題時，通常將車室內部流體介質定義為標準大氣下空氣，密度為1.2 kg/m3，聲學邊界元模型如圖3所示。

4.2 ATV的計算

ATV為單元或節點在特定頻率下的單位振速在場點上引起的聲壓值。

在計算ATV時，定義場點分別為駕駛員右耳、第2排左側乘員右耳、第3排左側乘員右耳。為了節約計算時間，結合激勵力的關鍵頻率，只計算各場點在28 Hz和54 Hz下的ATV。圖4、圖5給出了28 Hz下駕駛員右耳和第2排左側乘員右耳的ATV計算結果。

5 車身板件聲學貢獻分析

5.1 板件貢獻分析流程

在得到了ATV及車身板件振動速度以后，根據圖6所示的板件聲學貢獻分析流程，就可以進行單元貢獻分析，從而得到板件貢獻結果。

在運用邊界元考慮車身結構和車內聲場耦合問題時，汽車結構通過模態綜合建立并求解結構振動速度，此時振動速度在結構網格上并不在聲學網格上，只有通過數據映射轉移計算將結構網格上振動速度轉移到邊界元網格上，才能夠計算車身振動引起的車內聲場問題[8]。圖7為28 Hz下從車身結構映射到邊界元模型的板件法向振動速度。

通過之前計算得到的ATV和法向振動速度邊界條件，就可以進行板件分塊，綜合起來就可得到車身板件的聲學貢獻。

5.2 板件分塊信息

根據ATV與法向振動速度的分布情況，結合車身部件的幾何特征，將車身板件劃分為45塊，板件劃分情況如圖8所示。其中，1為擋風玻璃，2～11為車頂各板件，12～19為左側門窗與板件，20～27為右側門窗和板件，28～30為防火墻，31～34為后門及車窗，35～45為地板各板件等。

5.3 板件貢獻分析

根據前述ATV的概念，可以計算單元貢獻系數和板件貢獻系數[9]。

單元e對某場點的聲學貢獻量De是該單元振動生成的聲壓在該點總聲壓Pe矢量上的投影，其表達式為：

式中，P*為P的共軛復數；Re為取該復數的實部。

將組成板件的各單元疊加，得到該板件振動引起的聲壓Pc：

式中，pe為組成板件的單元數。從而得到板件貢獻量Dc：

從上述單元和板件貢獻系數以及圖9所示聲學貢獻對總聲壓的投影示意圖中可以看到，板件聲學貢獻性質主要分為正貢獻區域、負貢獻區域、中性貢獻區域3個方面。

在之前的ATV計算結果和板件法向振動速度基礎上，計算出各單元對車內場點的貢獻量，按板件分塊疊加得到板件聲學貢獻量。圖10列出了28 Hz下對駕駛員右耳的板件貢獻量。其中，客車頂棚和左、右側車窗主要起正貢獻，右門和車身右側板件則主要起負貢獻。

6 改進措施與試驗驗證

可以提高板件的阻尼來改善車內噪聲水平、控制板件振動速度。本文使用約束阻尼的方法對板件振動進行約束控制，阻尼材料為丁基橡膠，約束層為鋁箔。根據板件貢獻分析結果，選取貢獻較大的車頂棚板件組，對其施加約束阻尼處理。在發動機怠速工況下，改進前、后駕駛員耳旁聲壓變化情況如圖11所示，可知車內聲壓頻譜曲線在28 Hz處下降了2.1 dB，在54 Hz處下降了7.6 dB，雖然在80 Hz左右處的聲壓峰值并未降低，但是該聲壓峰值明顯小于28 Hz和54 Hz處的聲壓峰值，所以總體而言，改進方法可行。

7 結束語

通過對某客車板件聲學貢獻進行分析，確定了各板件對于車內場點的聲學貢獻性質。找出車身上對車內某點聲學貢獻較大的板件，通過對其進行約束阻尼處理，使得在發動機怠速工況下，駕駛員耳旁聲壓在28Hz、54Hz頻率下的聲壓峰值分別下降了2.1 dB和7.6dB，改善車內噪聲水平的問題得以初步解決。

車身板件聲學貢獻分析與車內場點位置和激勵頻率密切聯系，通過施加阻尼處理等可以有效降低車內場點的噪聲，同時不僅要控制某一板件的振動來控制噪聲，而要綜合考慮所有板件的影響，再進一步提出改進措施，以改善車內噪聲水平。

1 J.A.Wolf， JR， D.J.Nefske， L.J.Howell， Structural-Acoustic Finite Element Analysis of the Automobile Passenger Compartment，SAE760184.

2 P.J.G.Van der Linden，.Varet， Experimental Determination of Low Frequency Noise Contribution of Interior Vehicle Body Panel in Normal Operation，SAE960194.

3 靳曉雄，白勝勇，丁玉蘭.車身板件振動聲學貢獻的計算機模擬.汽車工程，2000，22（4）：236～239.

4 韓旭，余海東，郭永進，等.基于壁板聲學貢獻分析的轎車乘員室聲場降噪研究.上海交通大學學報，2008，42（8）：1254～1258.

5 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動——理論與應用.北京：北京理工大學出版社，2006.

6 李增剛.SYSNOISE Rev5.6詳解.北京：國防工業出版社，2005.

7 王斌.一種輻射聲場近似計算方法-單元輻射疊加法.聲學學報，2008，33（3）：226～230.

8 李增剛，詹福良.聲學仿真計算高級應用實例.北京：國防工業出版社，2010.

9 孫威，陳昌明.ATV與MATV技術在轎車乘坐室噪聲分析中的應用.汽車科技，2007.