基于聲模態和板件貢獻分析的車身降噪研究

侯獻軍 郭金 杜松澤 郭彩祎

（現代汽車零部件技術湖北省重點試驗室 汽車零部件技術湖北省協同創新中心，武漢 430070）

1 前言

汽車車身薄壁板件在受到激振作用時會產生輻射噪聲，這種輻射噪聲以20～200 Hz的低頻噪聲為主，通過對噪聲貢獻量較大的板件結構進行優化抑制其振動，可達到降低噪聲的目的[1-3]。

相關學者對基于板件貢獻量的車內降噪方法進行了研究。如，張立軍等人[4-5]基于有限元方法，采用阻隔結構降低對應板件的噪聲貢獻量；靳暢等人[6-7]通過建立以車身板件厚度與阻尼厚度為變量，板件振速為目標的非線性的響應面模型，確定了阻尼材料的粘貼厚度和種類；張一麟[8]通過頻響函數對板件貢獻量進行了分析。以上研究中對于噪聲問題頻率的分析主要依靠試驗測試，未考慮結構與聲腔模態的對應關系，而且針對板件結構的改進只是單純地增加厚度或將結構表面全部覆蓋阻尼材料，造成車身質量增加和制造成本升高。

本文通過對車內噪聲的測試分析，結合車內聲腔模態頻率，確定了車內噪聲的主要貢獻頻率，并基于聲振耦合模型找出了噪聲貢獻量最大的板件，通過對板件結構模態分析確定了阻尼材料的最佳粘貼位置，同時優化了阻尼材料厚度，通過實車測試驗證了該方案的可行性。

2 車身有限元模型及聲模態分析

2.1 車身有限元模型建立

以某B級乘用車車身結構及鈑金件為研究對象，建立其有限元計算模型并進行校準。由于車身板件結構復雜，所以建立模型時對車身進行了合理的簡化，采用RBE2單元進行剛性連接。定義車身板件材料密度為7.8×103kg/m2，泊松比為0.3，彈性模量為 2.06×1011Pa，單元類型為殼單元。該B級車車身有限元模型如圖1所示。

圖1 某B級車車身有限元模型

利用軟件Nastran求解車身結構有限元模型模態,對所研究車輛進行車身模態測試試驗，測試頻率FT與仿真計算頻率FC之間的差值表示模型建立的相對誤差μ[9]：

表1為車身前10階模態頻率與試驗結果對比。由表1可知，仿真結果與試驗結果相對誤差在5%以內，表明車身有限元模型可以反映實際車身結構的振動特性。

表1 車身前10階模態頻率與試驗結果對比

通過提取車身內部表面網格對車內聲腔進行建模，根據聲學模型必須滿足一個波長內至少有6個網格單元的原則[10]，定義網格尺寸為14 mm，采用四面體單元建立車內的聲學有限元模型，如圖2所示。

圖2 車內聲腔模型

2.2 測試數據及聲腔模態分析

對車輛怠速工況下的噪聲值進行測試,車內駕駛員右耳測點聲壓級總體變化趨勢如圖3所示。提取怠速工況下幾個主要峰值對應的頻率（27 Hz、53 Hz、77 Hz、90 Hz、103 Hz、130 Hz、180 Hz），通過控制在這些頻率處車身板件結構的振動來降低車內結構輻射噪聲。

圖3 試驗測試的駕駛員右耳聲壓級

由于發動機在怠速時（發動機轉速為786 r/min）的2階激勵頻率為26.2 Hz，結合圖3中在27 Hz時出現的車內噪聲峰值，可得出這部分噪聲主要是由發動機振動引起的，故不進行優化研究。而由板件振動引起的輻射噪聲，一部分是由于板件振動與聲腔耦合，在激勵峰值的作用下產生振動所致，另一部分是由于激勵頻率與板件固有頻率相同時導致共振。經過模態分析，發現車身結構件避開了可能的共振頻率，因此需要分析聲腔模態與噪聲主要貢獻頻率的關系。

聲腔模態在受到與模態頻率相同的激勵作用時會產生耦合共振，產生的聲壓相對較高。圖4為車內聲腔的聲模態云圖，通過對聲腔模態頻率的分析，可找出其與車內噪聲峰值所共同對應的頻率，進而確定車內噪聲的主要貢獻頻率。

圖4 車內聲腔模態云圖

由圖4可看出，第2階聲腔模態(頻率為54.7 Hz)對圖3中頻率為53 Hz時的噪聲峰值起主要貢獻；車內聲腔的第4、5階聲腔模態（頻率為93.4 Hz、127.1 Hz）對圖3中頻率為90 Hz、130 Hz的噪聲峰值起主要貢獻；而第6階聲腔模態頻率及之后的聲腔模態頻率已超過200 Hz，對結構輻射噪聲影響不大。通過分析可知，頻率為54 Hz、90 Hz和130 Hz時產生的噪聲峰值是由于車內板件與聲腔模態發生共振造成，故針對此3個主要頻率，通過聲振耦合模型分析車身板件貢獻量。

3 聲振耦合模型建立

聲振耦合系統中，結構內部空腔的三維聲場離散形式的波動方程為：

式中，[Mf]為聲學等效質量矩陣；[Cf]為流體等效阻尼矩陣；R為流體和結構的耦合矩陣；[Kf]為聲學等效剛度矩陣；{U}為單元節點位移矩陣；{P}為節點聲壓矩陣。

耦合狀態下結構—流體運動方程用統一矩陣的形式表示為：

式中，[Ms]為結構質量矩陣；[Cs]為結構阻尼矩陣；[Ks]為結構剛度矩陣；{U}為結構位移矢量矩陣；{Fs}為結構外激勵矩陣。

對式（3）進行求解得到車身結構振動響應。本文以頻率為0～200 Hz范圍內的發動機懸置振動激勵作為輸入計算車身板件振動速度，其速度云圖如圖5所示。

以車身板件振動數據作為聲學邊界條件，結合聲振耦合模型，計算車內聲腔的聲學響應，聲腔的聲壓分布云圖如圖6所示。

圖5 車身板件振動速度云圖

由圖5和圖6可看出，頻率為54 Hz處的聲腔聲壓幅值較大處集中在車身頂層后部，板件的振動速度也以車身頂棚值最大；在頻率為90 Hz時，車內聲壓幅值較大處集中分布在前排前圍和后排側圍位置；在130 Hz時，車內振動速度最大的板件出現在后側圍板和后地板處，聲壓分布位于左右兩側，左右側圍位置聲腔聲壓最高。以此分析結果為基礎對板件聲學貢獻量進行分析。

4 車身板件貢獻量分析

當車身板件振動時，由振動所引起的能量波動通過傳遞矢量引起聲壓變化，總聲壓響應P為：

式中，N為總單元數；Ai(ω)為聲傳遞矢量；ve,i(ω)為單元i的法線速度。

車身結構單元對車內某點的聲學貢獻量De是該單元振動生成的聲壓Pe在車內該點總聲壓P矢量上的投影，其表達式為：

式中，P*和P互為共軛復數；Re是De的實部。

通過對各單元疊加，得到整個板件振動引起的聲壓Pc為：

式中，m為組成板件的單元數。

由式（6）可得到板件的貢獻量為：

若計算得到板件貢獻量為正，表示對聲壓值有正的貢獻，通過抑制板件的振動可降低聲壓值；若貢獻量為負，則表示應增大板件的振動來降低聲壓值[10]。

將車內板件劃分為19個部分，分別計算出頻率為54 Hz、90 Hz、130 Hz時板件對車內測點的聲學貢獻量，結果如圖7所示。

圖7 駕駛員右耳處的板件聲學貢獻量分布

由圖7可知，當頻率為54 Hz時，板件12（前地板）和板件10（后地板）正貢獻最大，板件1（右后車窗）和板件4（左后車窗）有負貢獻；當頻率為90 Hz時，板件7（右后側圍）和板件8（左后側圍）的正貢獻最大，板件1（右后車窗）有負貢獻；當頻率為130 Hz時，板件10（后地板）和板件9（頂棚）的正貢獻最大，板件13（前圍）有負貢獻。

由上述分析可知，怠速工況下車內輻射噪聲的主要貢獻板件是左、右后側圍（板件7、8）、頂棚（板件9）、后地板（板件10）和前地板（板件12），通過抑制后地板、前地板、左、右后側圍和頂棚的振動可降低車內聲壓峰值。鑒于前、后底板一般均鋪設有阻尼吸隔音材料，所以針對左、右側圍和頂棚進行阻尼材料的鋪設，以此改變這些板件的振動形態,降低這些板件對車內輻射噪聲的聲學貢獻量。

5 阻尼材料粘貼及試驗驗證

選用約束阻尼材料[6-7]控制車內薄壁板件振動，通過對頻率為54 Hz、90 Hz和130 Hz時車身模態振型（圖8）及板件貢獻量的分析，確定阻尼材料的最佳粘貼位置為頂棚和側圍；基于非線性響應面優化方法建立以阻尼材料厚度為變量、板件振速為目標的非線性面響應模型，利用MATLAB優化算法確定阻尼材料最佳粘貼厚度為2 mm。

圖8 車身結構模態振型

為驗證阻尼材料厚度及布置位置在實車中對聲壓的影響，結合實際車輛的安裝及測試條件，在車輛頂棚和車內左、右、后側圍粘貼約束阻尼，并且對阻尼材料粘貼前、后進行實車測試，試驗結果如圖9所示。

圖9 阻尼材料粘貼前、后駕駛員右耳處聲壓級測試對比

由圖9可看出，車身板件粘貼阻尼材料后，雖然在頻率為27 Hz時的聲壓值與粘貼阻尼材料前相同，但由于粘貼阻尼材料后車身阻尼比升高，使得車內整體聲壓值都有一定的降低，且在頻率為90 Hz處聲壓級值降低4.97 dB，在頻率為54 Hz和130 Hz處聲壓級值分別降低2.79 dB和3.31dB。

6 結束語

車身薄壁板件振動引起的輻射噪聲對整車NVH性能有較大影響。通過白車身有限元模型分析建立了車內聲腔聲學模型，結合對車內噪聲峰值頻率和聲腔模態頻率的對應性分析，找出板件輻射噪聲的主要貢獻頻率為54Hz、90Hz和130Hz。以車身結構振動響應為邊界條件建立聲振耦合模型，計算車內聲學響應，通過板件貢獻量分析找出對駕駛員右耳聲學貢獻量較大的板件為頂棚和側圍。對板件粘貼厚度為2 mm阻尼材料后，在頻率為54 Hz和130 Hz處，駕駛員右耳處聲壓級分別降低2.79 dB和3.31 dB；在頻率為90 Hz處，聲壓級值降低4.97 dB，降噪效果顯著。

參考文獻

[1]孫威，陳昌明.基于FEM-BEM的轎車車內低頻噪聲綜合分析方法[J].噪聲與振動控制.2008（1）:48-51.

[2]劉建偉，劉二寶，王志亮，等.轎車駕駛室聲學響應仿真分析[J].噪聲與振動控制，2012（4）:103-106.李蘇平，胡啟國，胡海波，等.車室低頻噪聲預測與車身板件聲學貢獻分析[J].噪聲與振動控制，2016（4）:103-107.

[3]張立軍,宋然,孟德建.車身側圍空腔阻隔結構對低頻結構噪聲影響的仿真分析[J].汽車技術,2016（12）:25-30.

[4]趙宇偉,周鋐.客車車身板件聲學貢獻分析[J].汽車技術,2012（12）:30-33.

[5]靳暢,周鋐.基于車內綜合聲場貢獻分析的車身板件聲振優化[J].汽車工程2015,37(12):1438-1444，1432.

[6]范蓉平,孟光,賀才春,等.粘彈性阻尼材料降低列車車內噪聲的試驗研究[J].振動與沖擊,2008（6）:123-127，192.

[7]張一麟,廖毅,莫品西,等.基于車身模態和板塊貢獻分析的阻尼優化降噪方法研究[J].振動與沖擊,2015（4）:153-157，174.

[8]趙靜,周鋐,梁映珍,等.車身板件振動聲學貢獻分析與優化[J].機械工程學報,2010，46（24）:96-100.

[9]詹福良,徐俊偉.Virtual.lab Acoustics聲學仿真計算從入門到精通[M].西北工業大學出版社,2013.

[10]費朝陽,陳長征,周勃等.聲振耦合聲場分析與結構隔振降噪[J].噪聲與振動控制,2012(2):54-58.