基于HyperMesh的電動汽車NVH聲腔模態分析*

馬倩昀 馮國勝 賈素梅 李書利

(1.石家莊鐵道大學機械工程學院;2.長城汽車股份有限公司)

隨著純電動汽車技術的不斷更新和發展，電動汽車成為鼓勵人們出行的首選交通工具，得到了更多人的接受和認可，但是電動汽車的振動噪聲問題日益凸顯，嚴重影響駕駛員和乘客的舒適性。其中汽車NVH最具代表性，因此，NVH成為衡量汽車好壞的一項重要指標，也是評價現代汽車設計和制造質量的新標準[1-2]。文獻[3]針對改善汽車NVH提出一系列優化方案，將零部件作為優化目標，通過較小改進以達到汽車NVH性能的最優解。文獻[4]針對白車身模型采用CAE軟件對其進行傳遞函數分析，通過計算得到的激振力和響應關系查看聲壓值是否符合目標值，對不達標部件設計優化方案。文獻[5]講述了發動機、電機、動力總成相關的NVH問題，概述了每種問題類型，并針對各種混合動力車型中出現的NVH問題提出了抑制方法。但上述研究方法對幾何建模過程以及聲腔建模并未詳細提及，無法判斷噪聲具體分布。文章基于聲腔理論知識，通過建立某電動汽車的白車身幾何模型和有限元模型，開展白車身有限元分析、車內噪聲有限元分析，識別車內聲壓分布情況，為該車型以后生產制造提供參考。

1 聲學分析

1.1 聲學方程的建立

在一封閉空間內，在不受外界干擾時，空間內傳播介質可看作靜止的、均勻的。但受到外界擾動時，媒質質點就會獲得速度，壓強和密度也會發生變化，成為時間和空間位置的函數。

根據質量守恒定律可得到聲波的連續性方程[6]：

式中：ρ—介質密度，kg/m3；

u—質點速度，m/s。

根據牛頓第二定律可得到聲波的動力學方程[6]：

理想氣體時熱力學方程為：

式中：p—聲壓，Pa；

p0—靜態壓強，Pa；

ρ—靜態密度，kg/m3。

根據公式(1)、公式(2)、公式(3)得到一維聲學方程：

因此三維系統聲學方程式如下：

引入算子表達式：

式中：▽2—拉普拉斯算子。

方程(5)可寫為：

1.2 空腔聲學有限元方程

如果采用有限元中離散化方法來表示空腔容積，則式(7)可以將其簡化成一組方程，其矩陣形式為[7]：

式中：{p}—節點在離散位置上的壓力，N；

[Ma]—聲學質量矩陣；

[Ka]—聲學剛度矩陣；

{I}—流體的廣義力向量。

假設系統為自由振動，則式(8)可表示為：

將式(9)進行求解可得到車內聲腔系統固有頻率和振型。

2 白車身幾何模型的建立

文章主要是對整車NVH進行性能仿真，然而整車的裝配則是在白車身基礎上完成的，白車身影響著整車的各種性能，所以對白車身模型的精確搭建及有限元分析是必不可少的[8]。在確保搭建白車身模型準確無誤的情況下，才能進行NVH的性能仿真。汽車車身結構復雜，零部件眾多，整車零部件大多屬于薄板一類，所以可以采用CATIA軟件中創成式曲面模塊進行零部件設計，之后進行白車身裝配。

白車身結構分為前后圍板、頂蓋、底板、右側圍及左側圍主要部件，另外前部還包括發動機艙總成和一些填補件等。圖1示出白車身各零部件的幾何模型圖，選取所需的零部件模型進行白車身裝配，圖2示出白車身幾何模型圖。

圖1 白車身零部件

圖2 白車身幾何模型

由圖2白車身幾何模型圖可知，白車身由眾多零部件構成，左右部分成對稱結構，每個零部件形狀、厚度、結構以及大小各異，每個實體含有眾多特征，比如：加強筋、圓角及翻邊等。白車身則是由這些鋼板類零部件通過點焊、焊縫及膠粘等連接而成。

3 白車身有限元分析

標準有限元建模流程，可分為：（建模）前處理、分析和求解以及（可視化）后處理。其中前處理包括：導入數模、抽取中面、幾何清理及幾何簡化、網格劃分、材料和屬性的定義、載荷約束工況的施加以及導出模型；后處理則包括：云圖（位移、應力等）。

3.1 抽取中面

HyperMesh可以從復雜的幾何體中抽取中面，利用其功能在對殼單元進行網格劃分時由難變易，尤其是對鋼板類材料的建模可提供很大幫助，既能節省大量時間又能提高建模效率。此車型大部分使用的是鋼板類材料的零部件，整體結構多而復雜，在進行有限元分析時，對于薄壁結構的零件可以采用簡單方便的板殼單元來進行模擬，首先將體結構的薄壁簡化成面，此時需要采取抽取中面的方法，通過抽取中面生成殼單元，代替實體板殼進行計算。HyperMesh的中面抽取主要是在midsurface面板下進行的，對于一些復雜的薄壁結構進行詳細分析研究時，也可以采取手動抽取中面完成。

3.2 幾何清理及幾何簡化

3.2.1 幾何清理

模型在導入Hypermesh軟件后會出現缺陷，有可能出現曲面拓撲關系、幾何特征缺失、T形邊以及抽取中面時相對關系判斷錯誤等問題的發生。如果這些錯誤不能及時進行清理改正，則會影響后續有限元網格劃分模型質量、計算精度和速度。所以需要對幾何進行清理。通過對曲面的不連續、缺失面進行修復,對重復面進行刪除、對不合格線段進行壓縮以及對重合頂點或者邊界進行容差處理等,目的是得到對CAE分析適用的幾何模型。如圖3所示，對缺失面進行修復，修復后的模型如圖4所示。

圖3 后地板缺失面 圖4 后地板缺失面修復

3.2.2 幾何簡化

本項目研究的是汽車NVH聲腔模態,需根據實際情況對幾何模型進行簡化，簡化的特征一般包括有孔、凹槽及加強筋等。

1)孔的簡化。孔可以分為2類：一類是工藝孔，零部件進行裝配時為定位預留的孔或者為節省材料而開的孔，這類孔直徑小數量密集，對后續NVH聲場仿真影響不大，建議將孔去掉。如白車身后地板上的小孔是為了定位而設計的，對白車身模態影響不大，因后續NVH聲場分析中需要建立密封環境，所以這些小孔可以忽略不計。另一類孔是為了進行各零部件裝配時為螺栓、螺釘等連接而預留，這些孔為標準孔，對白車身固有模態分析有一定的影響，這些孔需要加以考慮，不可隨意刪除。

2)加強筋的簡化。添加加強筋是為了改善車身零部件的剛度，車身模態分析時白車身的固有頻率在很大程度上會受到加強筋影響，因為加強筋的存在，零部件重量稍微有所變動時，固有頻率則會相應的發生變化，由于本項目主要研究白車身NVH聲場性能，加強筋的影響可以忽略不計，所以在有限元簡化時可對加強筋進行刪除。

3.3 網格劃分

本次網格劃分采用平均單元尺寸為10mm×10mm的批量網格劃分，生成的總單元數目、節點數目、三角形總單元數、三角形占據比，如表1所示。

表1 網格生成數目表

3.4 材料屬性定義

白車身主要材料為鋼板類鈑金件，采用殼單元來進行模擬，在HyperMesh中定義的材料類別為Mat1，即：線性彈性材料。鋼板類材料參數表見表2所示。屬性定義主要是對殼單元厚度進行確定，因白車身零部件眾多，故列出部分零部件殼單元厚度，如表3所示。

表2 鋼材料參數表

表3 殼單元厚度表

3.5 1D單元連接

白車身有限元分析中選用剛性連接單元，焊點采用ACM單元模擬、螺栓采用RBE2單元模擬、焊縫采用PENTA單元進行模擬。RBE2單元常用于模擬簡化的焊接單元，或者將2部分不匹配的網格進行連接。通過以上3種連接可以精確的模擬車身結構。

3.6 白車身有限元模型建立

通過上述一系列有限元前處理操作，抽取中面、幾何清理簡化、劃分網格、定義材料屬性、連接單元及施加工況等，最后生成白車身有限元模型如圖5所示。

圖5 白車身有限元模型

4 聲腔模型的建立

4.1 添加內組件

聲腔模型是將車身圍成一個封閉的空腔，在建立有限元模型時，可忽略車身左右外側圍(聲腔的接觸主要是與內板),僅保留車身骨架以及內圍板。在此基礎上才能保證建模的準確性。在建立的車身有限元模型基礎上需要添加玻璃、四車門內板、后背門內板等部件，如圖6所示。其有限元處理方法與白車身步驟相同，內組件有限元模型如圖7所示。由于此次任務是完成對聲腔模態的仿真，內組件有限元模型完成后，在進行有限元處理時需要將模型上的孔洞進行填補確保其密封性，內組件與白車身的連接采用HyperMesh 2D單元中的Rule網補法，使與其接觸面通過網補構成密封空腔。密封空腔的建立則是聲腔模態計算的基礎。

圖6 內板組件

圖7 內組件有限元模型

4.2 導入座椅模型

在建立聲學有限元模型時，要考慮到座椅的影響，如果忽略座椅會使計算得到的聲腔頻率偏高，且影響節線位置和形狀。所以對車內座椅不容忽視。將座椅幾何模型導入車內，對座椅幾何模型進行有限元前處理，首先劃分2D網格后，在2D網格劃分完成的基礎上在進行3D網格四面體的劃分，最后將生成的座椅內腔網格移到同一層下，提取座椅表面。

4.3 3D網格劃分

座椅網格劃分完畢后，進行座椅外表面與車身聲腔里表面包圍區域的網格劃分。首先將封閉車身進行四面體網格劃分，之后提取車身外表面。最后在A coustic cavity mesh模塊下，建立聲腔網格。生成的四面體單元數和節點數如表4所示。

表4 3D網格劃分參數表

4.4 聲腔模態分析

以OptiStruct作為求解器，進行聲學模態計算，得到各階頻率下的模態振型圖，其中前6階模態頻率和振型如表5所示。

表5 前6階模態頻率和振型參數值

前6階聲腔模態振型圖如圖8~圖13所示。

圖8 第1階模態振型圖截圖

圖13 第6階模態振型圖截圖

由圖8可知：第1階固有頻率為60.70 Hz，振型呈縱向分布狀態，即聲波在空氣中縱向傳播，振型圖紅色部分代表聲壓最大值，出現在車身前圍處，即前圍處聲壓最大。從前圍到車尾傳播過程中，聲壓依次減小，在車尾處聲壓達到最小值。

由圖9可知：第2階固有頻率為110.49 Hz，振型呈縱向分布狀態，聲壓最小位置出現在車門內板B柱附近。聲壓值從車門內板B柱向兩端逐漸增大，在前圍和車尾處聲壓值達到最大。

圖9 第2階模態振型圖截圖

由圖10可知：第3階固有頻率為115.3 Hz，振型呈橫向分布狀態，振型圖紅色部分代表聲壓最大值，出現在車身右側圍處，即車身右側圍處的聲壓最大。從右側圍到車身左側圍處聲壓值依次減小，在左側駕駛員處聲壓達到最小值。

圖10 第3階模態振型圖截圖

由圖11可知：第4階固有頻率為147.61 Hz，振型為橫向和縱向的相交組合。橫向振型與縱向振型交匯在前后車門B柱空間處。在左輪罩和右前圍附近聲壓達到最大值，在左前圍即駕駛員處聲壓最小，對駕駛員影響小。

圖11 第4階模態振型圖截圖

由圖12可知：第5階固有頻率為162.29 Hz，振型呈縱向分布狀態，在后背門和頂蓋后端交合處聲壓達到最大值，駕駛員和車尾附近聲壓最小。

圖12 第5階模態振型圖截圖

由圖13可知：第6階固有頻率為164.70 Hz，振型呈垂向分布狀態，在左門檻梁處聲壓達到最大值，從左門檻至頂蓋方向聲壓值依次減小，在車身頂蓋處聲壓最小。

通過對以上前6階振型分析，空腔形狀基本呈對稱狀態，聲壓振型符合車內的聲壓分布規律，所以空腔中的一些不規則形狀不會影響其聲壓振型。由此可見在車內聲壓分布合理，產生的噪聲值不會引起駕駛員和乘客的不適反應。

5 結論

通過企業提供的某車型圖紙，使用Catia三維建模軟件進行白車身幾何模型構建；將建立好的幾何模型導入仿真軟件中，進行中面抽取、幾何清理及簡化、網格劃分、定義材料屬性及1D單元連接等，從而建立白車身有限元模型；之后在建立的白車身有限元模型的基礎上添加內蒙皮、導入座椅模型、劃分3D網格等進行聲腔建模，確保聲腔封閉后選擇OptiStruct求解器進行聲腔模態分析，通過選取前6階主振型計算結果分析得知：振型呈縱向、橫向、垂向以及相交等形狀分布，但聲壓振型符合車內聲壓規律，使得聲壓分布情況合理，產生的噪聲值不會引起駕駛員和乘客的不適反應，對駕駛員及乘客影響較小。該仿真為車身的改進設計提供了重要參考。