客車車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析

趙宇偉 周 鋐

（1.同濟(jì)大學(xué)；2.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心）

1 前言

為預(yù)測分析車內(nèi)噪聲特性，國內(nèi)、外學(xué)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(nèi)二維車輛模型的聲學(xué)結(jié)構(gòu)耦合問題進(jìn)行分析，用模態(tài)方法描述乘坐室板件振動(dòng)，并進(jìn)行受迫響應(yīng)分析。1996年，P.J.G.Van der Linden等[2]利用試驗(yàn)方法，在車輛正常行駛工況下測量板件和麥克風(fēng)位置處的聲學(xué)傳遞函數(shù)和板件表面振動(dòng)加速度，利用空氣噪聲源量化方法，確定了低頻時(shí)車身板件的聲學(xué)貢獻(xiàn)量。同濟(jì)大學(xué)和上海交通大學(xué)研究人員[3，4]對于板件貢獻(xiàn)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(nèi)降噪性能，本文運(yùn)用邊界元方法，結(jié)合聲學(xué)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(xué)貢獻(xiàn)分析，找出了特定頻率下對于車內(nèi)場點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)突出的振動(dòng)板件，提出了可行的改進(jìn)措施，達(dá)到了改善車內(nèi)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(jì)算量相比，聲學(xué)邊界元方法在聲空間體積增大、模態(tài)密度變大時(shí)，有很多優(yōu)越性。

系統(tǒng)的邊界結(jié)構(gòu)條件一般分為已知結(jié)構(gòu)表面的復(fù)聲壓、復(fù)振動(dòng)速度、復(fù)阻抗3種。邊界元方法需要結(jié)構(gòu)表面的復(fù)聲壓和復(fù)振動(dòng)速度作為兩個(gè)物理量之一作為輸入，然后根據(jù)邊界條件計(jì)算出結(jié)構(gòu)表面的另一物理量。

在同時(shí)得到結(jié)構(gòu)表面的復(fù)聲壓pi和復(fù)振動(dòng)速度vi之后，采用赫爾霍茲積分局可以計(jì)算出聲場中任一點(diǎn)聲壓[5]：

式中，Gij為三維自由場格林函數(shù)；Gij′為格林函數(shù)的法向?qū)?shù)。

2.2 聲傳遞向量（ATV）

假設(shè)所研究的系統(tǒng)線性不變，則聲學(xué)方程是線性的，可以在聲場的某場點(diǎn)和板件表面振動(dòng)速度之間建立線性的輸入—輸出關(guān)系，若把表面振動(dòng)速度離散成有限個(gè)單元，這種輸入—輸出關(guān)系可以表示為[6]：

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

通過ATV，將聲場中某點(diǎn)處的聲壓與模型節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度之間建立了聯(lián)系。由聲傳遞矩陣的定義及ATV與聲傳遞矩陣間的關(guān)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(diǎn)位置。但是ATV不依賴于表面振動(dòng)速度的具體分布，即不依賴于激勵(lì)特性與內(nèi)部結(jié)構(gòu)，因此可以認(rèn)為ATV反映的是從輻射表面到關(guān)心場點(diǎn)的固有特性[7]。

3 車身整體結(jié)構(gòu)模態(tài)及速度響應(yīng)分析

對車身整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析可以確定車身的模態(tài)頻率和振型。首先，運(yùn)用模態(tài)試驗(yàn)方法得到白車身模態(tài)特性。然后，通過有限元軟件來計(jì)算車窗、車門的模態(tài)特性。在有限元計(jì)算時(shí)，所采用的網(wǎng)格都是殼單元，車門和車窗屬性如表1所列。

通過適當(dāng)?shù)慕Y(jié)構(gòu)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(jìn)行模態(tài)綜合計(jì)算，得到車身整體結(jié)構(gòu)的模態(tài)特性如表2所列。

表2 車身結(jié)構(gòu)前10階固有頻率

對車身整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析主要是為車內(nèi)空腔的聲學(xué)響應(yīng)與板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析提供邊界條件，即得到車身板件的法向振動(dòng)速度。在本客車上，發(fā)動(dòng)機(jī)通過懸置安裝在車身上，因此，要得到車身板件的法向振動(dòng)速度，就要將實(shí)際激勵(lì)施加在車身上來考察車身板件的響應(yīng)。施加的激勵(lì)是在怠速工況下，通過傳遞路徑分析所求出的作用在被動(dòng)側(cè)（車身上）的力。圖1為發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置X、Y、Z方向的激勵(lì)力。

在發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置、右懸置和后懸置X、Y、Z 3個(gè)方向，以及排氣管前、后兩個(gè)吊耳的Z方向施加實(shí)際激勵(lì)，通過基于模態(tài)的強(qiáng)迫響應(yīng)計(jì)算，得到車身板件的振動(dòng)速度。圖2給出的是28 Hz下車身結(jié)構(gòu)和板件的振動(dòng)速度。

4 車內(nèi)空腔聲學(xué)特性分析

4.1 車內(nèi)空腔邊界元模型

運(yùn)用LMS Virtual.Lab軟件中的空腔網(wǎng)格生成器，建立尺寸為50 mm的空腔有限元網(wǎng)格，進(jìn)一步運(yùn)用Hypermesh得到其表面邊界元網(wǎng)格，由于座椅的存在對計(jì)算結(jié)果有較大影響，因此同時(shí)考慮座椅占據(jù)空間的影響，并采用直接邊界元方法進(jìn)行計(jì)算。根據(jù)聲學(xué)邊界元模型必須滿足一個(gè)波長內(nèi)包含6個(gè)網(wǎng)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(yīng)用邊界元方法計(jì)算聲學(xué)問題時(shí)，通常將車室內(nèi)部流體介質(zhì)定義為標(biāo)準(zhǔn)大氣下空氣，密度為1.2 kg/m3，聲學(xué)邊界元模型如圖3所示。

4.2 ATV的計(jì)算

ATV為單元或節(jié)點(diǎn)在特定頻率下的單位振速在場點(diǎn)上引起的聲壓值。

在計(jì)算ATV時(shí)，定義場點(diǎn)分別為駕駛員右耳、第2排左側(cè)乘員右耳、第3排左側(cè)乘員右耳。為了節(jié)約計(jì)算時(shí)間，結(jié)合激勵(lì)力的關(guān)鍵頻率，只計(jì)算各場點(diǎn)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(cè)乘員右耳的ATV計(jì)算結(jié)果。

5 車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析

5.1 板件貢獻(xiàn)分析流程

在得到了ATV及車身板件振動(dòng)速度以后，根據(jù)圖6所示的板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析流程，就可以進(jìn)行單元貢獻(xiàn)分析，從而得到板件貢獻(xiàn)結(jié)果。

在運(yùn)用邊界元考慮車身結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲場耦合問題時(shí)，汽車結(jié)構(gòu)通過模態(tài)綜合建立并求解結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度，此時(shí)振動(dòng)速度在結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上并不在聲學(xué)網(wǎng)格上，只有通過數(shù)據(jù)映射轉(zhuǎn)移計(jì)算將結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上振動(dòng)速度轉(zhuǎn)移到邊界元網(wǎng)格上，才能夠計(jì)算車身振動(dòng)引起的車內(nèi)聲場問題[8]。圖7為28 Hz下從車身結(jié)構(gòu)映射到邊界元模型的板件法向振動(dòng)速度。

通過之前計(jì)算得到的ATV和法向振動(dòng)速度邊界條件，就可以進(jìn)行板件分塊，綜合起來就可得到車身板件的聲學(xué)貢獻(xiàn)。

5.2 板件分塊信息

根據(jù)ATV與法向振動(dòng)速度的分布情況，結(jié)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(fēng)玻璃，2～11為車頂各板件，12～19為左側(cè)門窗與板件，20～27為右側(cè)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(xiàn)分析

根據(jù)前述ATV的概念，可以計(jì)算單元貢獻(xiàn)系數(shù)和板件貢獻(xiàn)系數(shù)[9]。

單元e對某場點(diǎn)的聲學(xué)貢獻(xiàn)量De是該單元振動(dòng)生成的聲壓在該點(diǎn)總聲壓Pe矢量上的投影，其表達(dá)式為：

式中，P*為P的共軛復(fù)數(shù)；Re為取該復(fù)數(shù)的實(shí)部。

將組成板件的各單元疊加，得到該板件振動(dòng)引起的聲壓Pc：

式中，pe為組成板件的單元數(shù)。從而得到板件貢獻(xiàn)量Dc：

從上述單元和板件貢獻(xiàn)系數(shù)以及圖9所示聲學(xué)貢獻(xiàn)對總聲壓的投影示意圖中可以看到，板件聲學(xué)貢獻(xiàn)性質(zhì)主要分為正貢獻(xiàn)區(qū)域、負(fù)貢獻(xiàn)區(qū)域、中性貢獻(xiàn)區(qū)域3個(gè)方面。

在之前的ATV計(jì)算結(jié)果和板件法向振動(dòng)速度基礎(chǔ)上，計(jì)算出各單元對車內(nèi)場點(diǎn)的貢獻(xiàn)量，按板件分塊疊加得到板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量。圖10列出了28 Hz下對駕駛員右耳的板件貢獻(xiàn)量。其中，客車頂棚和左、右側(cè)車窗主要起正貢獻(xiàn)，右門和車身右側(cè)板件則主要起負(fù)貢獻(xiàn)。

6 改進(jìn)措施與試驗(yàn)驗(yàn)證

可以提高板件的阻尼來改善車內(nèi)噪聲水平、控制板件振動(dòng)速度。本文使用約束阻尼的方法對板件振動(dòng)進(jìn)行約束控制，阻尼材料為丁基橡膠，約束層為鋁箔。根據(jù)板件貢獻(xiàn)分析結(jié)果，選取貢獻(xiàn)較大的車頂棚板件組，對其施加約束阻尼處理。在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下，改進(jìn)前、后駕駛員耳旁聲壓變化情況如圖11所示，可知車內(nèi)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(jìn)方法可行。

7 結(jié)束語

通過對某客車板件聲學(xué)貢獻(xiàn)進(jìn)行分析，確定了各板件對于車內(nèi)場點(diǎn)的聲學(xué)貢獻(xiàn)性質(zhì)。找出車身上對車內(nèi)某點(diǎn)聲學(xué)貢獻(xiàn)較大的板件，通過對其進(jìn)行約束阻尼處理，使得在發(fā)動(dòng)機(jī)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(nèi)噪聲水平的問題得以初步解決。

車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析與車內(nèi)場點(diǎn)位置和激勵(lì)頻率密切聯(lián)系，通過施加阻尼處理等可以有效降低車內(nèi)場點(diǎn)的噪聲，同時(shí)不僅要控制某一板件的振動(dòng)來控制噪聲，而要綜合考慮所有板件的影響，再進(jìn)一步提出改進(jìn)措施，以改善車內(nèi)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(dòng)聲學(xué)貢獻(xiàn)的計(jì)算機(jī)模擬.汽車工程，2000，22（4）：236～239.

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

5 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)——理論與應(yīng)用.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

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

7 王斌.一種輻射聲場近似計(jì)算方法-單元輻射疊加法.聲學(xué)學(xué)報(bào)，2008，33（3）：226～230.

8 李增剛，詹福良.聲學(xué)仿真計(jì)算高級應(yīng)用實(shí)例.北京：國防工業(yè)出版社，2010.

9 孫威，陳昌明.ATV與MATV技術(shù)在轎車乘坐室噪聲分析中的應(yīng)用.汽車科技，2007.