某微型車車內振動噪聲分析及控制

侯獻軍，張　強，劉志恩，呂俊成

（1.武漢理工大學　現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢430070；2.武漢理工大學　汽車零部件技術湖北省協同創新中心，武漢430070；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司　技術中心，廣西　柳州545007）

某微型車車內振動噪聲分析及控制

侯獻軍1，2，張強1，2，劉志恩1，2，呂俊成3

（1.武漢理工大學現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢430070；2.武漢理工大學汽車零部件技術湖北省協同創新中心，武漢430070；3.上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心，廣西柳州545007）

以提高某微型車車內NVH性能為目標，通過建立聲固耦合有限元模型，進行噪聲傳遞函數分析，以車內響應點噪聲峰值為評判標準，篩選出引起車內噪聲的主要危險激勵頻率和危險工況；進一步通過工作變形有限元分析，確定在危險工況下振動變形最大的車身板件，即引起車內噪聲的危險板件；以加裝動力吸振器的方式抑制危險板件的振動，進而降低車內噪聲。試驗結果表明，車內48 Hz噪聲峰值降低2 dB（A）左右，滿足優化要求。

聲學；噪聲傳遞函數；工作變形分析；動力吸振器

一輛汽車不僅要有良好的經濟性、動力性、安全性，而且要有較好的舒適性。NVH（noise，vibration，harshness），即噪聲、振動與聲振粗糙度，是乘客在車內最直接的舒適性感受指標之一，受到越來越多的重視。車身主要是由板件構成，易受到外界激勵產生振動噪聲。因此，研究車身結構振動對車內NVH性能影響有重大意義［1］。

以某微型車為研究對象，以提高其車內NVH性能為目標，基于噪聲傳遞函數有限元分析確定引起車內噪聲的主要工況及所對應的振動頻率，通過工作變形有限元分析確定振動較大的車身板件。并以此為基礎，運用動力吸振器抑制危險板件的振動，降低車內噪聲。

1　聲固耦合理論

在車身結構受到外部激勵時車身板件產生振動，構成乘員室的板件振動會引起乘員室內聲腔聲壓變化，進而形成車內振動噪聲。車身板件結構與聲腔的聲固耦合是車內噪聲形成的基礎，因此明確聲固耦合理論具有重要意義。

車身結構及相關部件將乘員室與外界隔開，使得乘員室為一封閉聲腔。運用有限元方法得到聲腔模型，其微分方程如式（1）式中Mff為聲腔質量矩陣；Kff為聲腔剛度矩陣；p為聲腔某一節點聲壓；F為聲腔受到的作用力。

以聲腔為研究對象，考慮車身振動的影響，可得聲腔的微分方程式中S為聲固耦合矩陣；s為結構振動位移；ρ為聲腔密度；c為聲音在聲腔內的傳播速度。

以車身結構為研究對象，考慮到聲腔對其的反作用，得到車身結構的有限元方程

式中Mss為車身結構質量矩陣；Kss為車身結構剛度矩陣；Fs為車身受到的外部激勵力。

綜合考慮車身結構與聲腔的相互耦合作用，其有限元方程可表達如下

通過式（4）可知，若知道作用于車身的外部激勵力，則可以得到聲腔內任意節點的聲壓［2］。

2　噪聲傳遞函數分析

2.1噪聲傳遞函數

噪聲傳遞函數（即Noise Transfer Function，簡稱NTF）是指施加于某一個結構上的單位力在結構內產生的聲壓，表示結構與內部空腔的聲學相關特性。噪聲傳遞函數分析是研究由車身振動引起車內噪聲的重要方法之一［3-6］。

噪聲傳遞函數分析以車身結構與聲腔組成的聲固耦合有限元模型為基礎，通過在車身結構特定點上施加相應激勵來計算乘員室特定點的聲壓響應，進而識別出引起車內噪聲的工況及所對應的頻率。

2.2噪聲傳遞函數模型

使用Hypermesh進行前處理，分別得到車身結構的有限元模型和聲腔有限元模型，應用MSC. Nastran進行求解。通過建立頭文件，“ACMODL，IDENT”命令將結構模型和聲腔模型進行耦合，得到噪聲傳遞函數模型［7］。模型如圖1所示。

圖1　噪聲傳遞函數模型

2.3邊界條件

2.3.1輸入載荷

在車身與動力系統及底盤系統連接點上施加載荷，前減振器2個接附點，前副車架2個接附點，前懸擺臂支架2個接附點，發動機懸置3個接附點，傳動軸中間支架1個接附點，推力臂4個接附點，后減振彈簧2個接附點，后減振器2個接附點，橫向穩定桿1個接附點，排氣掛耳5個接附點，共計24個接附點。分別沿著X、Y和Z三個方向施加0～600 Hz的單位力載荷，共計72個工況。

2.3.2輸出響應

在車內聲腔中，以駕駛員右耳、中排座椅中點和后排座椅中點為響應點，輸出其聲壓級（A計權網絡），考察這三處在不同工況下的噪聲水平。

2.4危險工況的確定

隨著噪聲聲壓級的升高，人耳的舒適性也會隨之降低，因此當車內噪聲的峰值高于某一值時確定其為危險峰值，所對應的頻率為危險頻率，所對應的工況為危險工況［8］。本文根據實際測試及工程經驗，確定高于55 dB（A）的噪聲峰值為危險峰值。

由圖2可知，當激勵頻率為33 Hz和48 Hz左右時，Z方向激勵引起的駕駛員右耳處聲壓級分別達到65 dB（A）和64 dB（A），超過55 dB（A），因此將發動機后懸置Z方向激勵工況定義為危險工況，33 Hz和48 Hz定義為危險頻率。

圖2　發動機后懸置工況下駕駛員右耳噪聲曲線

在72個工況中，對危險頻率出現的次數進行統計（由于本文所研究對象的噪聲問題主要在低頻，故取頻率＜60 Hz），得到表1所示危險頻率。

表1　危險頻率統計表

由表1可知，在72個工況中，危險頻率33 Hz和48 Hz出現的次數最多，因此，將33 Hz和48 Hz確定為主要危險頻率。由于車身受到的激勵主要來自于發動機的振動激勵，而發動機33 Hz振動頻率所對應的轉速為990 r/min，48 Hz振動頻率所對應的轉速約為1 440 r/min。在實際車輛行駛中，轉速1 440 r/ min的工況相對于990 r/min的工況使用時間更長，對車內乘員的影響更大，因此將48 Hz確定為需優化的危險頻率。

48 Hz激勵下的15個危險工況為需優化的工況，如表2所示。

3　ODS分析

車內結構振動噪聲是由組成駕駛室的所有車身板件振動疊加而成，因此影響車內噪聲的主要因素為車身板件的振動及其聲學特性。然而，在不同工

表2　危險工況噪聲峰值表　單位：dB/（A）

況下不同車身板件的振動不同，進而對車內的噪聲貢獻也不盡相同，所以，需要確定引起車內噪聲的主要車身板件。

通過實驗表明，邊緣檢測方法獲得邊緣信息通常是因為這些信息不夠突出而產生的空間，無法形成包圍物體的封閉曲線，這就要求根據這些離開的邊緣點采用一定的追蹤、連接算法規劃出有意義的物理范圍。同時，噪聲增大時邊緣檢測分割方法的圖像會形成比較多的假邊緣，對去除噪音提出了比較高的要求。這個問題在醫學超聲圖像分割中顯得極其重要。

ODS（Operational Deflection Shapes）即工作變形，其表征的是結構在特定的工作狀態下某些主要工作頻率點對應結構的相對振動形態［9-11］。工作頻率取激勵力的頻率。

運用MSC.Nastran進行ODS分析，確定振動較大的車身板件。其中有限元模型與噪聲傳遞函數分析模型相同，載荷位置及方向如表2所示，激勵頻率為48 Hz。得到在不同工況下的ODS振型云圖。

分析48 Hz激勵下15個工況的振型云圖，相較于車身其他板件，振動最大區域主要在后背門內板，其次為左后側圍內板。車身板件振動越大，其與駕駛室空腔相互耦合，對車內噪聲的貢獻也越大，因此將后背門內板和左后側圍內板確定為危險板件，ODS振型云圖如圖3所示。

圖3　 ODS振型云圖

4　基于動力吸振器的車身板件減振

4.1動力吸振器

對于車內噪聲問題，可以通過抑制車身板件的振動，進而降低向車內的振動輻射噪聲。抑制車身板件振動的方法一般有兩種，一種為對車身板件進行結構上的修改，例如增加厚度、板件起筋等；另一種方法是在車身板件上增加裝置以抑制板件振動。相對于第一種方法，動力吸振器不改變原結構，結構簡單，故本文選擇動力吸振器。

動力吸振器的原理是在原有振動系統中附加質量彈簧振動系統［12-14］。圖4為其簡化示意圖。

圖4　動力吸振器示意圖

其中：動力吸振器的質量為m；阻尼系數為c；剛度為k；主系統的質量和剛度分別為M和K。當主系統上外部激勵力的頻率與動力吸振器自有頻率相近時，動力吸振器將會吸收主系統大部分的振動能量，從而減少主系統的振動。

4.2有限元分析

在MSC.Nastran中將動力吸振器簡化為一端為質量質點的單自由度彈簧系統。使用springs模擬彈簧，使用集中質量點masses模擬質量塊。定義動力吸振器的質量為1 kg，可得動力吸振器剛度K= 4π2f2m=94 N/mm，阻尼系統設定為0.2。根據ODS分析結果，主要的振動板件是后背門內板和左后側圍內板，但考慮到左后側圍內板空間布置比較復雜，實際操作可能需要修改車身結構，且大部分危險工況下的最大振動板件是后背門內板，因此將針對后背門內板進行優化。將動力吸振器布置在后背門內板振動最大的區域，如圖5所示。

針對48 Hz危險工況，對布置了動力吸振器的模型進行噪聲傳遞函數分析，得到各工況下的噪聲峰值，并與基礎模型下的噪聲峰值進行對比，如表3所示。

由表3可知，通過增加動力吸振器，在激勵頻率為48 Hz的15個危險工況中，沒有工況噪聲升高，在左推力臂后部Y方向工況下，最大下降6.4 dB（A），大部分工況下降2 dB（A）左右，在仿真方面達到優化目的。

圖5　動力吸振器布置圖

表3　優化后噪聲峰值變化　單位：dB/（A）

4.3試驗驗證

由于研究目的是提高其在低速時的NVH性能，所以試驗工況為900 r/min至2 000 r/min。試驗時為減少車外噪聲的影響，車窗完全關閉。

在駕駛員右耳處、中排座椅中間處、后排座椅中間處分別布置麥克風，采集響應點的噪聲值。圖6為其布置圖。動力吸振器布置在后背門內板，如圖7所示。

圖6　麥克風布置圖

圖7　動力吸振器布置圖

使用LMS Test.Lab對采集的數據進行處理，得到加速工況下各響應點的噪聲響應曲線，如圖8所示。

由圖8可知，未優化之前，在發動機1 500 r/min（發動機激勵頻率50 Hz）左右三個響應點都存在噪聲峰值。這與仿真結果48 Hz基本相符，反映了其出現噪聲峰值的工況。

圖8　響應點噪聲響應曲線

通過在后背門內板增加動力吸振器，在所關注的低頻工況范圍內，1 500 r/min左右的噪聲峰值都有所降低。前排座椅駕駛員右耳處：1 500 r/min左右噪聲峰值相對下降較小，但也達到1 dB左右；1 300 r/min處噪聲峰值也有大約1 dB的下降；1 100 r/min和1 700 r/min左右噪聲峰值有些許上升。中排座椅中間和后排座椅中間處：1 500 r/min左右噪聲峰值下降比較明顯，達到2 dB左右；1 700 r/min處噪聲峰值有些許上升?？傮w來看，與仿真結果基本相符，達到試驗目的。

5　結語

（1）以噪聲傳遞函數分析為基礎，通過統計分析識別出引起某微型車車內噪聲的主要激勵頻率及工況；

（2）運用ODS分析，確定后背門內板和左后側圍內板為振動最大的車身板件；

（3）根據動力吸振器的工作原理，將其施加到后背門內板振動最大的區域。通過有限元分析，大部分工況噪聲下降2 dB（A）左右；通過試驗分析，其車內噪聲峰值降低2 dB（A）左右，達到優化目標。

［1］楊安杰.汽車噪聲標準與測試探討［J］.噪聲與振動控制，2010，30（04）：110-114.

［2］馬天飛，高剛，王登峰，等.基于聲固耦合模型的車內低頻結構噪聲響應分析［J］.機械工程學報，2011（15）：76-82.

［3］張光榮.發動機激勵引起的車內結構噪聲控制研究［D］.長沙：湖南大學機械與運載工程學院，2009.

［4］劉東明，項黨，羅清，等.傳遞路徑分析技術在車內噪聲與振動研究與分析中的應用［J］.噪聲與振動工程，2007，27（4）：73-77.

［5］KrishnaR.Dubbaka，FrederickJ.Zweng，etal. Applicationofnoisepathtargetsettingusingthe technique of transfer path analysis［J］.SAE Paper，2003-01-1402.

［6］Alexander Kruse.NVH improvement of car suspension using transfer path and running mode analysis［J］.SAE Paper，2006-01-0485.

［7］馬天飛.轎車車室聲固耦合系統的模態分析［J］.機械工程學報，2005，（7）：225-229.

［8］韓旭，郭永進，管西強，等.動力總成引起的轎車乘員室結構噪聲傳遞路徑分析與控制［J］.機械強度，2009，（4）：537-542.

［9］陳海松，董久莉.ODS方法在車身結構動態分析中的應用［J］.汽車技術，1996，（10）：8-10.

［10］鄭傳榮，曹發海.ODS方法在汽車變速器結構動態分析中的應用［J］.中國農機化，2008，（2）：80-82.

［11］Gregor Koners.Panel noise contribution analysis:An experimentalmethodfordeterminingthenoise contributions of panels to an interior noise［J］.SAE Paper，2003-01-1410.

［12］李勇，顧彥，靳春梅.汽車動力吸振器優化設計［J］.噪聲與振動控制，2011，31（6）：123-126.

［13］沈偉，易斌，陸偉領.動力吸振器在降低車內路噪中的應用［J］.汽車工程，2010，（8）：690-692.

［14］Michael Swank，Patrick Lindemann.Dynamic absorbers for modern powertrains［J］.SAE Paper，2011-01-1554.

Analysis and Control of the Interior Noise and Vibration of a Mini-vehicle

HOU Xian-jun1，2，ZHANGQiang1，2，LIU Zhi-en1，2，LV Jun-cheng3
（1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China；2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China；3.Technology Development Center，SAIC-GM-Wuling Co.Ltd.，Liuzhou 545007，Guangxi China）

A structure-acoustic coupling finite element model was established for a mini-vehicle.The noise transfer function of the model was analyzed.The critical excitation frequency and working condition which caused the interior noise were identified based on the noise peak at the specific interior response point.The body panels which had the largest vibration deformation in the critical working condition were identified by operational deflection shape analysis.Then，the dynamic vibration absorber was installed on the body panels so as to reduce the interior noise of the vehicle.Results show that the interior noise peak was reduced by 2 dB（A）at 48 Hz frequency，which can meet the optimization requirements.

acoustics；noise transfer function；operational deflection shape analysis；dynamic vibration absorber

U467.4+93

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.023

1006-1355（2015）05-0111-05

2015－02－08

2013年湖北省自然科學基金重點項目（2013CFA104）

侯獻軍（1973－），男，河南新鄉人，武漢理工大學汽車工程學院，博士，教授，博士生導師。研究方向：發動機性能與排放控制技術、汽車及發動機CAD/CAE。

E-mail:houxj@whut.edu.cn