基于聲腔模態分析的汽車低頻噪聲優化

張 杰，桑建兵，胡經緯，羅明軍

（1.合肥職業技術學院 交通工程學院，合肥 238000；2.河北工業大學 機械工程學院，天津 320000；3.凱翼汽車有限公司工程研究院，安徽 蕪湖 241009）

隨著人們對汽車要求的升級，動力性、經濟性、操控性、安全性等已經只能作為汽車消費的基本條件。汽車NVH性能（噪聲、振動、舒適性）逐漸成為消費者越來越重視的指標。汽車駕駛室的振動噪聲直接影響乘員舒適性。汽車室內噪聲主要來自低頻噪聲、發動機、底盤以及路面等噪聲源對車身薄板件的結構振動輻射。本文基于車室聲腔模態分析理論，建立實車聲腔模型，并對實車進行聲腔模態分析，通過優化駕駛室結構，對板件輻射噪聲大的區域進行阻尼涂貼以有效降低低頻噪聲。

1 車室聲腔模態分析理論

將車身結構與汽車室內聲腔耦合，隨著車身薄板件振動，產生的輻射噪聲引起汽車室內各個響應點的聲壓變化。汽車室內的聲壓變化也引起車身薄板件的振動。因此聲固耦合模型能夠更加準確地描述汽車室內的聲場特性。建立聲腔離散化后的聲學有限元方程［1］

其中Mf為流體等效質量矩陣，Kf為流體等效剛度矩陣，Bf為流體等效阻尼矩陣，A為節點聲壓矩陣，為單元節點位移D對時間二階導數，C為流體和結構的耦合矩陣。考慮聲壓對結構的作用，方程為

其中Me為結構質量矩陣，Ke為流體等效剛度矩陣，Be為結構阻尼矩陣，Ff為結構空氣耦合面上的載荷，Ff=CTA , Fe為結構受到的外部激勵。則耦合系統的方程為

2 聲固耦合模型的建立

2.1 整車有限元模型

建立白車身有限元模型，采用Hypermesh前處理軟件進行結構單元劃分，對于車身板件采用2D殼單元，以四邊形單元為主，少量三角形CTRIA3單元過渡。網格尺寸根據白車身結構特點定位10 mm。建模過程對尺寸較小的小孔、圓角等進行適度簡化，并制定網格單元的質量標準如翹曲度、雅克比、傾斜角度、四邊形最大最小角度、三角形最大最小角度等。對于連接件，用ACM焊點單元模擬點焊，用RBE2剛性單元模擬螺栓，用實體單元模擬膠貼。最后完成的白車身模型包含殼單元506 156個，節點518 024個，三角形單元22 668個，占比4.5 %。

整車有限元模型如圖1所示。以白車身為基礎，在白車身模型（圖2）對應位置裝配風擋玻璃、前后車門、后背門、車窗、翼子板等有限元模型，成為封閉模型。

圖1 整車有限元模型

圖2 白車身有限元模型

2.2 聲腔網格劃分與模型耦合

在整車有限元模型基礎上，提取整車模型與聲腔交界處的接觸面，并且封閉車身模型所有的孔隙形成封閉的空腔。儀表板以及座椅由于體積較大所占據的空間對噪聲響應至關重要。在生成室內聲腔網格時將座椅作為內部空腔。忽略吸聲材料的區域，假定聲腔表面為剛性壁。頂棚、座椅是主要的吸聲區域，設置阻抗邊界條件830+j3030和 971+j8798［2］,實部代表聲阻，虛部代表聲抗。劃分聲腔網格時，聲學單元尺寸選取60 mm，劃分后網格單元總數93 286個，節點總數75 168個，劃分后的室內聲腔網格如圖3所示。室內聲腔模型劃分后，將其邊界上的節點與車身結構進行耦合連接，從而振動相互傳遞。耦合系統的聲壓分布主要由振動邊界條件決定，忽略聲腔系統的空氣介質對結構模態影響。車身聲固耦合模型如圖4所示。

圖3 聲腔有限元模型

圖4 車身聲固耦合模型

3 聲腔模態分析

當前后車門、車窗封閉時，駕駛室為封閉的空腔，在一定聲學模態頻率下，聲波在空腔傳播，入射波與空腔邊界反射的反射波矢量疊加，在不同位置產生不同的聲壓分布，這就形成聲學模態振型［3］。聲學模態振型的縱坐標是聲壓分布，單位N/m2，而結構系統的振型的縱坐標是位移，單位mm。當結構系統振動產生的頻率與聲腔產生的模態頻率接近時，聲腔容易產生共鳴，噪聲放大。表1是聲腔相應的4階模態振型。

如圖5所示聲腔的縱向一階振型中，聲壓節線的位置位于車身B柱后部，接近后排座椅，對后排乘員的噪聲影響較大；縱向二階振型中，聲壓節線位于兩排座椅之間，這對室內噪聲控制較為有利。

圖5 聲腔前四階模態

4 聲固模型試驗與整車聲振特性分析

4.1 實車怠速噪聲測試及車身懸置點激勵力測試

針對怠速工況下噪聲大、低頻轟鳴聲明顯的車內噪聲問題，對怠速工況下車內噪聲進行頻譜測試，在0 Hz～200 Hz范圍內，根據《汽車勻速行駛車內噪聲測量方法》測試并記錄。A計權處理室內噪聲信號的聲壓曲線如圖6所示，噪聲峰值主要分布在4個頻率即25 Hz、53 Hz、75 Hz、110 Hz附近。

為進一步驗證車內噪聲是由于發動機、底盤等對車身薄板件振動輻射引起的噪聲，對車身懸置點進行激勵力測試，采集怠速工況下10個車身懸置點的加速度信號。試驗分析測試系統采用東華DH5920測試系統（圖7），傳感器布置在車身連接處（圖8）。兩個試驗的聲級計都布置在駕駛員右耳和后排乘客中間位置處（圖9）。

圖7 車身懸置激勵力測試系統

圖8 車身懸置點傳感器布置

圖9 車內噪聲前后測點

根據發動機的激振頻率f=N.n/30 Z（其中N為發動機缸數，n為發動機轉速，Z為沖程數），怠速n=770r/min左右，得到f=25.67Hz。對車身10個懸置點進行不同激勵力測試，得到聲壓峰值主要分布在25.60 Hz～26.2 Hz、51.8 Hz～53.1 Hz、149.2 Hz～152.4 Hz附近，與怠速噪聲測試聲壓幅值相對應（圖10）。

圖10 車身懸置點激勵曲線

4.2 車身結構-聲腔頻響分析

4.2.1 聲固模型的驗證

通過聲固模型數值模擬計算與車身懸置點激勵測試試驗，對兩測點位置的聲壓值進行對比，結果如圖11所示。在21 Hz～158 Hz范圍，仿真模型精度較高，且趨勢近似一致。因此聲固模型在試驗中得到驗證。當然數值模擬計算與試驗的聲壓值存在一定誤差，主要原因是仿真計算只考慮懸置激勵力引起的車內噪聲，簡化了實車測試中除了受發動機怠速噪聲、進排氣噪聲以及其他設備的噪聲等的影響；另外有限元計算本身也有一定的計算誤差。

圖11 聲固模型試驗聲壓值與仿真聲壓值對比

4.2.2 車身聲學靈敏度

車身聲學靈敏度是指在車身連接處施加單位激勵力，響應點的噪聲級[4]。聲學靈敏度分析的目的是為了找出聲壓峰值所對應的頻率，避免在該頻率處共振。在聲腔模態分析的基礎上，將車身懸置點加速度設置為聲腔的邊界條件，計算車內的聲學響應，從而得到前后駕駛員右耳和后排乘客中間位置的聲學靈敏度曲線。如圖12所示，主要在53 Hz、95 Hz、140 Hz等3個低頻附近，聲壓達到峰值（忽略高頻160 Hz等產生的高分貝聲壓）。

圖12 車內聲學靈敏度曲線

4.3 整車聲振特性分析

綜合實車怠速聲壓值圖6、車身懸置點激勵曲線圖10和車內聲學靈敏度曲線圖12分析得出，在53 Hz附近聲壓達到峰值并且激勵加速度振幅較大。所以車內聲學靈敏度在53 Hz的峰值與激振頻率發生耦合，引起共振，使得噪聲增大，因而需要對該頻率下的結構進行優化。同樣，在140 Hz附近，聲學靈敏度達到峰值，激振振幅也較高，雖然怠速未出現峰值，但是汽車高速行駛中也易引起共振。因此要對53 Hz以及140 Hz頻率下結構噪聲進行優化。

5 汽車低頻噪聲優化與分析||

5.1 板件單元貢獻量分析

在車內聲腔模型中，將響應看作微小變量振動，簡化聲學方程，在車身薄板件表面法線振動速度vn與車內聲壓S之間建立起線性關系。同時將車身薄板件的表面離散成有限個單元，則聲腔模型聲學響應點的聲壓S可以表示為

其中，A(ω)是聲學傳遞向量，ω為角頻率。通過式（4），進一步將聲腔聲壓與薄板件的微小網格振動速度之間建立聯系。通過模態疊加法，可得到場內點i的聲壓表示為

其中Si,j是單元j對場內點i的聲壓，vj（ω）是j單元的法向振動速度，Ai,j是單元j對場內點i的聲傳遞向量。引入板塊貢獻系數(Sc)i,j=Si,j.Si/|Si|量化每個板塊對噪聲的貢獻。同時為消除不同面積板塊劃分帶來的誤差，引入單位面積貢獻量(Sq)i,，對于面積Q的板件，(Sq)i=(Sg)i/Q。將車身板件劃分14個板塊區域如圖13所示。

圖13 車身板件劃分

對聲固耦合模型車身懸置點激勵輸入20 Hz～200 Hz的單位激勵，利用lms virtual lab計算各板件的單位面積聲學貢獻量［5-6］，結果如圖14、15。由圖14、15可以看出，大部分板塊對聲壓響應點的正負貢獻值是一致的，不同頻率峰值處貢獻值有較大差異。53 Hz處，單位面積貢獻較大的板塊是后地板、防火墻、頂棚、前地板。而后背門、后圍板以及擋風玻璃的負貢獻較大。140 Hz處，正貢獻較大的是后地板、前地板、后圍板、車門，負貢獻較大的是中地板、頂棚。抑制正貢獻的板塊振動速度可以降低對應峰值頻率處的聲壓值。由前述4.4可知，模態以及板塊貢獻分析的目標是為了降低53 Hz以及140 Hz處的聲壓峰值點的幅值。因此，在53 Hz頻率處需要抑制地板、防火墻以及頂棚的振速所產生的聲壓峰值，在140 Hz頻率處需要抑制地板、車門的振速所產生的聲壓峰值。所以，需要對地板、車門、防火墻做相應的涂貼阻尼優化。

圖14 53Hz處駕駛員和后排乘客位置單位面積板塊貢獻量

圖15 140Hz處駕駛員和后排乘客位置單位面積板塊貢獻量

5.2 基于模態應變能的優化

5.2.1 板件的模態應變能分布

模態分析中的模態應變能［7］定義為Ei,j=uiKjui，其中ui為結構第i階模態振型向量，Kj為j單元剛度矩陣。其中車門、防火墻、前地板、后地板對應的模態應變能分布如圖16所示。在外界激勵作用下，板件單元的模態應變能越高，板件越容易產生振動，噪聲放大。所以在相應的位置添加阻尼材料達到耗散振動能量、降低振速的目的。薄板件的振動響應以低階為主，并且低頻噪聲通常考察范圍在180 Hz以下，因此涂貼阻尼材料（涂貼位置見圖17所示）也以230 Hz以下低頻噪聲為主。

圖16 模態應變能分布

圖17 板件的阻尼涂貼位置

5.2.2 板件的自由阻尼涂貼位置

圖7之（a）（b）（c）（d）分別為前地板、后地板、防火墻、車門的阻尼涂貼位置。

5.2.3 優化結果分析

對車身薄板件進行模態應變能阻尼位置優化后的聲固數值模型再進行頻響計算［8-9］，得出駕駛員右耳、后排乘客中間位置測點的聲壓值（圖18）。優化后在53 Hz處聲壓峰值降低8.31 dB、5.36 dB，在140 Hz處聲壓峰值降低4.21 dB、3.56 dB，低頻噪聲降低顯著，提高汽車NVH性能。

6 結論

①基于聲腔模態分析，通過實車怠速以及車身懸置點激勵力測試驗證了聲固耦合模型的正確性。

②通過峰值頻率共振分析，對峰值頻率53 Hz、140 Hz處的板塊進行貢獻量分析。

③通過模態應變能阻尼位置優化前后地板、車門、防火墻等，結果顯示在53 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低8.31 dB，后排乘客中間位置聲壓值降低5.36 dB。在140 Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低4.21 dB，后排乘客中間位置聲壓值降低3.56 dB，降噪效果顯著，較好地提升汽車的NVH性能。