混合驅動工況下HEV車內輻射聲場仿真分析

陸 怡，左言言，藍云翔，廖連瑩

（江蘇大學振動與噪聲研究所，江蘇 鎮(zhèn)江 212013）

1 引言

車身結構振動一般對車內低頻噪聲影響較大，由于汽車車身大部分由鈑金件構成，在各個激勵源的作用下車身各板塊產(chǎn)生振動，會向車內輻射噪聲[1]。為減小結構噪聲，需要尋找對車內噪聲貢獻較大的板件，并對其振動進行控制。針對低頻的結構噪聲，常使用板塊貢獻量分析的方法來確定貢獻量較大的板件，然后通過控制局部振動降低噪聲[2-4]。

對于傳統(tǒng)的內燃機汽車，通?？稍谠肼晿颖局袑ふ业捷^為明顯的階次。而混合動力汽車（HEV）與傳統(tǒng)轎車相比，結構組成發(fā)生了很大的變化，行駛工況也更加復雜，不同驅動模式下的激勵力的輸出也有所不同[5]。

在國外對HEV的振動噪聲控制的研究中，汽車公司表現(xiàn)出更加積極的態(tài)勢，如文獻[6-7]介紹了發(fā)動機起停工況振動噪聲控制、發(fā)動機低轉速工況振動噪聲控制，以及驅動電機振動噪聲控制等技術以及其在普銳斯HEV和雷克薩斯HEV上的實際運用。

文獻[8]應用有限元軟件NASTRAN 對（20～80）Hz頻率范圍內二維車輛模型的聲學結構耦合問題進行了分析，用模態(tài)方法來描述乘坐室板件振動，并進行了受迫響應分析；文獻[9]對車輛乘坐室結構與聲學有限元分析方法進行了詳細的研究，并成功用于由路面和發(fā)動機激勵引起的車內低頻噪聲的診斷和控制。

為了對某HEV混合驅動工況過程中的結構噪聲進行研究，借助Hypermesh 和Virtual.Lab 劃分結構和聲腔的有限元模型建立聲學有限元模型，并導入發(fā)動機前懸置激勵力與電動機激勵力至Virtual.Lab建模模塊。使用模態(tài)疊加法計算車身各個板件的振動加速度頻譜，再根據(jù)該頻譜進行振動響應分析，繪制出振動位移響應云圖，最后將頻率響應分析中的位移和速度等結果作為車內輻射聲場分析的邊界條件輸入，得到車身各板件的貢獻量[10]，并使用了PET+PP降噪材料，有效降低了車內噪聲。

2 模態(tài)分析

2.1 仿真模型的建立

研究車輛為某HEV轎車，其車身的基本尺寸，如表1所示。白車身結構模型由鈑金件構成，如圖1所示。采用Rbe2單元模擬焊點。隨后，根據(jù)結構的特征參數(shù)，在CATIA中建立內室聲腔曲面模型，并在Hypermesh中進行六面體網(wǎng)格的劃分，再導入Virtual.Lab中填充四面體網(wǎng)格，最后得到的聲腔有限元模型，如圖2所示。在進行仿真計算的時候，各個位置的座椅表面均賦予了吸聲屬性，以此來模擬實際存在的吸聲材料。

表1 車身基本尺寸Tab.1 Basic Dimensions of this Vehicle

圖1 結構有限元模型Fig.1 FE Model

圖2 聲學網(wǎng)格Fig.2 Acoustic Mesh

2.2 模態(tài)分析理論

針對一個白車身模型來說，通常運用有限元方法來對系統(tǒng)運動微分方程進行計算。通過對第二類拉格朗日方程的計算，振動系統(tǒng)的運動微分方程為[11-12]：

式中：[M]、[C]、[K]—對應系統(tǒng)的質量矩陣、阻尼矩陣與剛度矩陣；{F}—外部的激勵力矢量。

通常在無阻尼的自由振動下，式（1）可以簡化為：

求解方程得到特征值為：

將此式簡化即可得到：

在自由振動時，結構各節(jié)點的振幅{UM}不可能全部為零，故可得：

式中：{UM} —系統(tǒng)單元結點的位移振幅向量，系統(tǒng)的固有頻率為p。由方程（5）可解得固有頻率p，進而解得模態(tài)振型。

2.3 車身結構模態(tài)分析

把建好的車身有限元模型導入Virtual.Lab 中的Nastran 板塊，并對該車的自由模態(tài)進行分析。該車前4階振型，如圖3所示。其中前4階振型主要集中在頂棚、左右車門以及車身底板等處，車輪擋泥板處未出現(xiàn)彎曲變形，其余較明顯的階次模態(tài)詳細的振型描述，如表2所示。

圖3 前4階自由模態(tài)振型Fig.3 The First 4 Order Free Modal

表2 部分階次自由模態(tài)振型描述Tab.2 Description of Some Order Free Modal

2.4 車內聲腔聲學模態(tài)分析

在Virtual.Lab的BEM模塊中，將通過有限元仿真得到的模型表面振速映射到邊界元網(wǎng)格上，調用Nastran 模塊來計算該HEV 車內聲腔的聲學模態(tài)。而第一階聲學模態(tài)依然為剛體模態(tài)，故不計算在內。除剛體模態(tài)外前4階聲腔聲學模態(tài)振型，如圖4所示。根據(jù)上述有限元模型，本文進行了聲學模態(tài)的有限元計算，圖4顯示了該HEV聲學模型第一階到第四階的聲學模態(tài)振型。其特點分析如下：二階振型的固有頻率為80.6Hz，其模態(tài)振型為縱向的一階聲學模態(tài)，節(jié)線出現(xiàn)在車身B柱附近，聲壓幅值沿節(jié)線兩端對稱分布。而三階振型的固有頻率為96.7Hz，其模態(tài)振型為橫向的一階聲學模態(tài)，聲壓沿橫向變化，節(jié)線出現(xiàn)在橫向方向Y=0mm處。四階振型的固有頻率為124.5Hz，其模態(tài)振型為縱向二階聲學模態(tài)，聲壓沿縱向變化，節(jié)線兩側相位相反，聲壓幅值逐漸增大，最大聲壓出現(xiàn)在車身底板處和頂棚后部的位置。五階振型的固有頻率為131.8Hz，其模態(tài)振型為縱向第一階加橫向第一階聲模態(tài)。其聲壓同時沿縱向和橫向變化，橫向方向Y=0mm處出現(xiàn)一個節(jié)面，最大聲壓出現(xiàn)在車室的前下部與后下部。

圖4 前4階聲學模態(tài)振型Fig.4 The First 4 Order Free Acoustic Modal

3 車身結構振動響應分析

3.1 定義結構激勵

在本次試驗中所選研究工況為勻速60km/h時的混合驅動工況，而在該工況下需要發(fā)動機與電動機同時向汽車提供驅動力。對車身前縱梁上發(fā)動機懸置連接處節(jié)點（節(jié)點編號2144）以及電動機懸置連接處節(jié)點（節(jié)點編號2511）分別施加激勵力，如圖5、圖6所示。其中兩部分激勵力中起主要作用的均為Z方向上的力，最大峰值均出現(xiàn)在40Hz左右（114.3N，79.6N）。

圖5 發(fā)動機懸置點處激勵力Fig.5 Excitation Force on Engine Suspension Point

圖6 電動機懸置點處激勵力Fig.6 Excitation Force on Motor Suspension Point

3.2 結構響應有限元分析

圖5、圖6顯示：發(fā)動機與電動機前懸置點處的Z向激勵力主要分布在（0～200）Hz低頻段，其中40.5Hz、71.8Hz以及119.68Hz附近的激勵力較大，說明在此頻率附近可能會出現(xiàn)較大的振動位移響應。加載兩處激勵力后，再使用模態(tài)疊加法來計算（20～1000）Hz之中的車身振動位移響應（阻尼為5%）。而為了更好的表述各階模態(tài)在峰值頻率上激勵的響應幅值，需要計算各階次上的模態(tài)參與因子（MPF）。其中（7～57）階模態(tài)參與因子，如圖7所示。

圖7 階模態(tài)參與因子Fig.7 Modal Participation Factors

圖7中，如果該階模態(tài)出現(xiàn)紅色較深的部分，則顯示在此階模態(tài)在振動位移響應量中參與量較大。由于在160Hz后、所有階次的參與量均很小，所以在本文中選擇（20～160）Hz作為主要研究對象。如圖7所示，發(fā)現(xiàn)第8、19、24及53階等模態(tài)出現(xiàn)較明顯的紅色區(qū)域，說明這些階次的模態(tài)在振動響應量中所占比例較大，與圖5、圖6的振動加速度圖符合，選取與此4階振型固有頻率最接近的振動位移響應云圖，如圖8所示。

由圖8可知，在40Hz時，車身前圍板處振動量最大，說明在40Hz附近可能為引擎蓋的固有頻率，可以考慮采取措施提高其固有頻率以減少前圍板的振動位移量。60Hz和74Hz附近時，在駕駛員座椅附近車身底板振動量較大，會對平順性能產(chǎn)生較大的影響，在耦合機構與車身連接點處附近振動量也比較大，說明在此處剛度不足可能會發(fā)生變形。116Hz時，前圍板底部產(chǎn)生了較大的振動位移響應量，而車身A柱以及前擋風玻璃附近也發(fā)生了較大的變形。

圖8 振動位移響應云圖Fig.8 Displacement Vibration Response of the Body

4 ATV與板塊貢獻量分析

耦合機構、發(fā)動機、電動機和輪胎噪聲通過結構傳播和空氣傳播向車內輻射，引起了車身各個板件的振動。而在低頻段（200Hz以內），車內噪聲仍然以結構噪聲為主，所以在單獨考慮結構傳播途徑對車內噪聲的影響時，無論是何種傳遞路徑，最終對轎車內部噪聲產(chǎn)生主要影響的因素都是轎車駕駛室所有板件的振動特性。內部噪聲產(chǎn)生的主要原因是因為振動板件激勵乘坐室內部空氣，隨后車身各個板件向內輻射產(chǎn)生的聲壓相互疊加產(chǎn)生總聲壓。然而，車身各板件對于車內噪聲的貢獻量是不盡相同的，所以，為了達到降低車內噪聲的目的對車身結構進行優(yōu)化之前，針對各個車身板件進行貢獻量分析是非常必要的[13]。

駕駛室周圍各個板塊的振動會向內輻射引起汽車車內噪聲，而區(qū)域板塊的不同對于駕駛室內部噪聲的貢獻也不盡相同，可以通過板塊貢獻量分析來找出主要噪聲源[14]。ATV（聲傳遞向量）分析是進行板塊貢獻量分析之前所必需經(jīng)過的步驟，板件編號，如表3所示。

表3 板件編號Tab.3 Plate Number

4.1 聲傳遞向量（ATV）分析

使用上一節(jié)中已劃分完畢的車內聲場邊界元模型，以駕駛員右耳作為主要研究場點，在Nastran 中建立直接邊界元模型（BEM Direct）。根據(jù)第三章中得到的振動位移響應圖來看，主要峰值集中在40、60、75與110Hz上，所以將針對這四個頻率進行ATV分析，計算后得到的駕駛員右耳ATV結果，如圖9所示。

圖9 聲傳遞向量（ATV）云圖Fig.9 Acoustic Transfer Vector Nephogram

由圖9可知，在頻率為40Hz時，車身前圍板處振動對測點的聲壓影響最大，由此處向外擴散，聲壓級的相對數(shù)值逐漸減小。頻率為60Hz時，由于此時接近第一階聲腔模態(tài)頻率（62.0Hz），從圖中可以看出，在車身頂棚處聲壓級的相對數(shù)值最大，向四周擴散時，聲壓級相對數(shù)值逐漸減小。頻率為75Hz時，車身的左、右側側圍壁板振動對駕駛員右耳聲壓影響較大。而頻率110Hz下的聲傳遞向量云圖如圖9（d）所示，車身底板與左側圍壁板底部對測點聲壓影響較大，模態(tài)振型中節(jié)線位置的頂棚與車身前圍板的振動對駕駛員右耳噪聲的影響較小。

4.2 車身板塊貢獻量分析

根據(jù)前文中的ATV分析，針對表3所劃分的8個板塊，將聲學貢獻量進行歸一化處理后，分別繪制出在40Hz、60Hz、75Hz和110Hz時駕駛員右耳處的聲學貢獻直方圖，如圖10所示。

圖10 車內各板塊聲學貢獻量分布圖Fig.10 Distribution of Acoustic Contributions of Plates

將圖10中聲學貢獻量最大的三塊板件單獨列出來，作為該頻率下的“主要貢獻板塊”，其板件編號與歸一化貢獻量，如表4所示。

表4 各主要板件編號及歸一化貢獻量Tab.4 Numbers and Normalized Contributions of Main Plates

由圖10可以看出，除75Hz以外，板塊1、5對聲場的聲學貢獻量要明顯高于其它板塊，即車身底板與頂棚在“主要貢獻板塊”中均出現(xiàn)了3 次，且分別在40Hz 和60Hz 處噪聲貢獻量最高（0.615、0.512），因此這些板塊是上述峰值頻率下駕駛員右耳噪聲的主要貢獻者；而在75Hz時，由于此時貢獻量最大的板塊集中在左右側圍上，與其它頻率的情況不盡相同。在后續(xù)的減振降噪的研究中需要對此頻率附近進行單獨的研究分析。

5 降噪實例

5.1 降噪材料聲學性能

通過上述分析，找出了主要聲學貢獻板塊。下面將針對“主要貢獻板塊”添加吸聲材料以達到減振降噪的結果。選擇兩種有不同厚度的（聚酯）PET+PP（聚丙烯）纖維材料、PET纖維材料和再生纖維材料共四種材料進行測試，四種材料樣品參數(shù)[15]，如表5所示。

表5 不同種類纖維試驗樣品參數(shù)Tab.5 Parameters of Different Types of Fiber Samples

通過試驗，分別得到各種不同材料的吸聲系數(shù)，如圖11 所示。

圖11 各種不同種類纖維材料吸聲曲線Fig.11 Acoustic Absorption Coefficients of Different Fiber Materials

從圖11中可以得到，當頻率低于3.75kHz時，樣本2的吸聲系數(shù)大于樣本1的吸聲系數(shù)，說明當面密度相同的情況下，增加PET+PP纖維材料的材料厚度，可以增大聲波透過材料的阻力，提高材料的吸聲性能。對比樣本1和樣本3、樣本4的吸聲系數(shù)，發(fā)現(xiàn)雖然面密度較小，但PET+PP材料的吸聲系數(shù)高于另外兩種材料，說明PET+PP纖維材料的吸聲性能更加顯著。因此將使用厚度為28mm的PET+PP纖維材料對該HEV進行降噪處理。

5.2 試驗設備及傳感器布置

本次試驗以勻速60km/h 混合驅動工況為研究對象，使用SQuadriga I便攜式聲音分析儀采集測量駕駛員右耳處噪聲，為車內噪聲特性分析提供必要數(shù)據(jù)。測試時，車外留1人操作HEAD Recorder 數(shù)采設備；車內留3 人：正駕駛（操控汽車，頭戴Head Acoustics 雙耳麥克風）、副駕駛（操作Prius故障診斷儀，采集反映車輛運行狀態(tài)的各參數(shù)數(shù)據(jù)）、后排乘客（與車外人員保持一致，同時操作SQuadriga 采集車內聲樣本）。相關人員及設備，如圖12所示。

圖12 相關人員及設備布置Fig.12 Related Personnel and Equipment Arrangement

試驗參照GB/T 18697-2002《聲學——汽車車內噪聲測量方法》進行。采樣頻率為44.1kHz，噪聲樣本信號長度為30s。試驗路段選擇郊區(qū)開闊地，周邊30m內無聲音反射物。在勻速60km/h混合驅動工況下測試3次以上，且3次測量值之差不得超過3dB，否則需要重新測量，直到滿足要求，最后可取3次的平均值作為最后的測試結果。

5.3 HEV降噪效果實驗驗證

經(jīng)過以上分析，設計材料鋪設方案，對HEV進行車內降噪施工。拆除車頂原有的內飾材料后，鋪設PET+PP材料，完成車頂聲學包裝，如圖13所示。按同樣的方法，對車身底板進行聲學材料包裝。

圖13 降噪材料鋪設位置Fig.13 Noise Reduction Material Laying Position

使用降噪材料前后，駕駛員右耳處A計權聲壓級對比，如圖14所示。

圖14 使用降噪材料前后駕駛員右耳A計權聲壓級對比Fig.14 Comparison of A-weighting SPL of Driver’s Right Ear Before and After Optimizing

經(jīng)測試，在60km/h混合動力驅動工況下，使用PET+PP降噪材料，對低頻段（400Hz）以下駕駛員右耳處的噪聲降低了1.6dB（A），對中高頻噪聲（400Hz 以上）降噪達4.9dB（A），總降噪量達3.2dB（A）。表明所用的降噪材料適用于該HEV的降噪。

6 結語

以60km/h混合驅動工況下的結構噪聲作為研究對象，通過試驗測量得到該工況下的發(fā)動機與電動機的振動激勵，然后分別對該HEV車結構和聲腔進行了模態(tài)分析，并進行了聲傳遞向量（ATV）以及車身板塊貢獻量分析，研究結果表明：

（1）由于使用ATV方法時，仿真結果不會隨激勵的變化而變化，所以對于較復雜的混合驅動工況，只要給出電動機與發(fā)動機的激勵力，就可以迅速計算出車身各板件振動不同頻率下的聲學貢獻量，這為改善HEV整體聲場的聲學特性提供了分析手段。

（2）仿真結果表明，頂棚與車身底板在“主要貢獻板塊”中均出現(xiàn)了3次，表明這兩個板塊是該HEV在混動工況下勻速60km/h時駕駛員右耳處噪聲的“主要貢獻板塊”，為后面的HEV車身板件減振降噪提供了依據(jù)。

（3）在主要貢獻板塊表面鋪設降噪材料，試驗結果表明，所采用的復合降噪材料降噪性能優(yōu)越，總降噪量達3.2dB，適合應用于HEV的降噪，同時也驗證了主要貢獻板塊分析的正確性。