某MPV車型怠速車內噪聲優化

(1. 同濟大學，上海 201804；2.上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

汽車的板件是車輛外部聲源向車內傳遞噪聲的最后一個零部件環節，與更改聲源和其他噪聲傳遞路徑相比，針對車身板件進行降噪處理通常是成本最小的降噪方案，因此研究車身板件對車內噪聲的影響一直是研究的熱點問題。

研究車身板件對車內噪聲的影響通常使用仿真手段對板件貢獻度進行分析[1-2]，將整車板件劃分為若干個區域，計算板件的法向振動速度和聲傳遞向量，通過歸一化處理對板件貢獻度進行排序。

除了傳統的板件貢獻度分析方法外，Altair公司的Hyperworks軟件在其后處理模塊中還額外提供了聲腔節點貢獻度[3]分析方法，通過聲固耦合面上每個節點的貢獻度對比，反應出相對應板件對車內噪聲的貢獻情況，這種輸出結果非常直觀和方便，因此頗受技術人員的青睞。與傳統板件貢獻度分析方法相比，節點貢獻度方法的優點是可以節省傳統方法中的整車板件劃分工作，分析結果更加直觀，缺點是其結果只能顯示貢獻板件，無法顯示貢獻排序，還需要后續的分析工作對貢獻板件影響進行排序。

本文針對某款MPV車型在空調開啟的狀態下，并且發動機轉速為1 025 r/min時，車內存在頻率為34 Hz的發動機二階噪聲，如圖1所示。

通過噪聲傳遞函數[4]和節點貢獻量分析，找出對駕駛員耳旁二階噪聲影響最明顯的幾塊板件，通過仿真和實車驗證手段改變板件狀態，評估各個板件對駕駛員耳旁噪聲的貢獻程度，最后提出工程上可實施的降噪方案并驗證效果。

圖1 駕駛員耳旁二階噪聲

1 建模和板件貢獻仿真分析

1.1 裝飾車身有限元模型

將白車身以及相應零部件裝配，需要裝配的零部件主要包括玻璃、前后車門、尾門、發動機罩蓋、非結構質量(地毯、吸音棉、內飾板等)以及懸掛質量件(蓄電池、儀表板、副儀表板、空調、方向盤等)。圖2為建立好的帶內飾車身有限元模型，共計2 419 258個單元和2 395 261個節點。

圖2 裝飾車身有限元網格

1.2 聲腔有限元模型

車內聲腔可以近似看成矩形空間，其模態的頻率可以通過經驗公式估算：

(1)

式中，v為空氣的聲速(m/s)；a,b,c是整數，等于1,2,3…;x,y,z是空間聲學的尺寸(m)。

在經驗公式的基礎上，考慮到車門子聲腔和座椅子聲腔后，通過HyperMesh軟件中“Acoustic cavity mesh”功能生成聲腔模型，再進行模型質量修復，添加門、座椅等子系統的聲腔，圖3所示為修復后的空腔網格，網格單元是四面體單元，共12 164個單元。

圖3 聲腔有限元模型

1.3 噪聲傳遞函數和節點貢獻度分析

車身的有限元方程可以表示為激勵、剛度矩陣和質量矩陣的方程

(2)

式中，[Mss]為車身的質量矩陣，[Kss]為車身的剛度矩陣，{Fs}為激勵力，{U}為結構的位移。將車身視為彈性體后，板件和車內聲腔振動互相作用使車身與聲腔共同組成耦合系統。

選擇發動機懸置作為動力加載點，激勵力為單位激勵的白噪聲，主駕右耳的響應頻率為20～200 Hz，車身結構模態計算頻率為1～300 Hz，空腔計算的模態計算頻率為0～600 Hz。車身結構阻尼設置為全局阻尼，阻尼系數為0.04，車內聲腔的阻尼可達0.17，同樣為全局阻尼。

圖4 發動機右懸置處噪聲傳遞函數

噪聲傳遞函數計算結果如圖4所示，在發動機右懸置位置加載單位激勵后，駕駛員耳旁噪聲在頻率34 Hz附近有明顯的噪聲峰值，此結果與實車車內駕駛員耳旁噪聲測試結果相吻合。

利用Hyperworks進行聲腔節點貢獻度后處理計算，發現在發動機右懸置處施加單位激勵后，在頻率34 Hz附近節點貢獻量突出位置對應的車身板件分別為后部天窗、中移門蝶窗、后部蝶窗和后側圍板件，如圖5所示。

圖5 激勵發動機右懸置處節點貢獻量

1.4 板件對車內噪聲貢獻度排序

為評估關鍵板件對駕駛員耳旁在頻率為34 Hz附近的噪聲貢獻度，在有限元模型中對應的關鍵板件處，分別增加附加質量，改變關鍵板件的局部模態，評估各個關鍵板件對駕駛員耳旁噪聲的影響程度。

后部天窗、中移門蝶窗、后部蝶窗和后側圍4個部件的質量都未超過10 kg，在4個部件處均附加超過其自身50%質量(5 kg)的質量單元，以改變4個關鍵板件的局部模態，如圖6所示。

圖6 關鍵板件處附加質量單元

重新計算傳遞函數的結果顯示4個關鍵板件分別為附加質量后，在頻率為34 Hz附近的發動機懸置至駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數最大幅值均有明顯下降，關鍵板件貢獻度排序情況，如表1所示。

表1 關鍵板件附加質量后在頻率為34 Hz的噪聲傳遞函數幅值

2 關鍵板件貢獻度實車驗證及仿真對標

2.1 關鍵板件貢獻度實車驗證

根據仿真驗證有效的附加質量，在實車的后蝶窗、后側圍鈑金、后部天窗和中移門蝶窗處分別附加了相對應的質量，如圖7所示。

圖7 關鍵車身板件附加質量

在每次對關鍵板件區域分別附加質量時，分別復測駕駛員耳旁噪聲，在頻率34 Hz處的耳旁噪聲下降情況如表2所示，后部蝶窗附加質量后駕駛員耳旁的在頻率為噪聲34 Hz附近下降最為顯著，達到4.8 dB(A)。

表2 關鍵板件附加質量實車在頻率34 Hz附近的降噪效果

2.2 實車驗證結果與仿真分析結果對標

與實車驗證相比，仿真分析有如下條件與實際情況有所差異：

(1)負荷輸入類型差異，實車為發動機實際運行激勵，而仿真分析輸入條件為單位激勵；

(2)負荷加載位置差異，實車上所有與發動機相連部件均向板件傳遞振動，且有空氣聲影響，而本文中的仿真分析僅考慮發動機右側懸置的負荷加載位置，未考慮空氣聲影響；

(3)仿真計算模型的約束條件的精度與實車有所差異，主要體現在蝶窗的折疊鉸鏈、鎖緊手柄和移門蝶窗受到移門門鎖等復雜且難以精確定義的約束條件影響。

考慮到上述差異，無法對噪聲傳遞函數計算數值與實車驗證的噪聲幅值進行直接對比，但是可以通過對比板件貢獻是否顯著和按貢獻度進行排序的情況，驗證板件貢獻度的仿真分析的正確性。板件貢獻度的仿真分析與實車驗證對比情況，如表4所示。

表3 板件貢獻度的仿真與實車驗證對比

綜合對比表1、表2和表3，對本文分析的34 Hz板件貢獻量可以得出以下結論：

(1)本案例空調在怠速工況下，頻率在34 Hz的車內噪聲中，板件輻射的結構噪聲占主導地位，通過改變后蝶窗質量，噪聲可以下降4.8 dB(A)；

(2)節點貢獻度分析鎖定的關鍵板件范圍大于實際貢獻突出的板件，并且在仿真分析鎖定的貢獻度排序中，最重要的前兩位板件與實車驗證的貢獻度排序的前兩位板件一致。

通過上述對比，說明節點貢獻度分析結果對實車降噪有現實的指導意義。

3 工程化降噪方案研究

根據實車板件附加質量后的車內頻率為34 Hz的發動機二階噪聲下降情況，同時考慮到實際工程方案降噪效果很難達到附加大質量的降噪效果，因此將車內耳旁在頻率34 Hz噪聲影響最大的后蝶窗結構聲輻射抑制，作為工程化方案的重點優化措施。

經過后蝶窗的結構和安裝方式調查，發現后蝶窗自身的安裝模態主要由前端的兩個折疊鉸鏈和后端的鎖緊手柄決定，實車感受在3個約束點之外的區域，后蝶窗的整體約束偏弱，因此可以考慮加強后蝶窗的約束以提高后蝶窗的安裝模態。

后蝶窗除了鎖緊手柄和兩個折疊鉸鏈是硬約束外，蝶窗后部還有兩個軟橡膠限位塊，經過后蝶窗安裝模態對比測試，這兩個軟橡膠限位塊對后蝶窗的安裝模態沒有任何影響，因此將這兩個軟橡膠限位塊替換為硬質限位塊以提升后蝶窗的安裝模態，如圖8所示，左側黑色圓柱為原車蝶窗的軟橡膠限位塊，右側亮色圓柱為變更后的硬質限位塊。

圖8 后蝶窗限位塊優化前后對比

經過后蝶窗安裝模態測試對比，后蝶窗采用硬質限位后，后蝶窗的安裝模態由34 Hz變為59 Hz，移頻效果超過附加5 kg質量塊的21 Hz移頻效果，如圖9所示。

圖9 后蝶窗安裝模態對比

與蝶窗增加的附加質量相比，后蝶窗增加硬質限位后，雖然移頻效果更好，但是由于采用硬質限位，相當于在蝶窗后部增加兩個來自車身鈑金的振動傳遞路徑，因此在理論上，硬質限位方案的后蝶窗的振動會比后蝶窗增加質量塊方案的振動要大。實際車內噪聲測試結果如圖10所示，后蝶窗增加硬質限位后，車內駕駛員耳旁的頻率在34 Hz左右，發動機二階噪聲實際下降了2 dB(A)，降噪效果不如蝶窗增加5 kg的效果，但改善效果仍然很明顯，可以作為工程方案實施。

圖10 工程化方案實施前后車內二階噪聲對比

4 結論

本文通過建立裝飾車身和聲腔的結構有限元模型，進行噪聲傳遞函數計算和節點貢獻量分析，與實車測試數據進行對比驗證，并指導實車的優化改進，檢驗了Hyperworks軟件聲腔節點貢獻量后處理模塊在車身板件降噪研究中的實際應用效果。

實車優化方案對比數據顯示，后蝶窗在增加了兩個硬質支撐后，雖然成功轉移了后蝶窗的安裝模態與發動機二階激勵重合的頻率，但由于硬質支撐增加了額外的噪聲傳遞路徑，因此實際的降噪效果不如快速驗證時增加質量塊的方案降噪效果明顯，最終的工程化方案的避頻降噪效果超過增加傳遞路徑的負面影響，實車開啟空調怠速時，駕駛員耳旁頻率為34 Hz的發動機二階噪聲下降了2 dB(A)，噪聲得到明顯抑制。