轎車車窗上升過程振動響應及噪聲仿真

李文平，何川林，張 帥，陳 朝，田亞坤

(燕山大學 車輛與能源學院， 河北 秦皇島 066004)

0 引言

隨著人們生活品質的提高，汽車消費者對汽車車內聽覺舒適度的要求也逐漸提高。車窗升降系統作為一個日常用車中被頻繁操作的系統，其NVH(noise vibration harshness)性能對車內聽覺舒適度有十分重要的影響[1]。目前，各主機廠對車窗升降系統噪聲的控制主要是在有試制車之后，通過試驗測試分析產生噪聲的原因[2]，再反饋到設計部門做優化，這種方法耗時耗力。為避免車窗系統噪聲控制過程中煩冗的噪聲測試再優化的過程，本文通過對車窗上升過程進行結構動力學仿真和聲學仿真，探究了無實車階段對車窗系統噪聲進行預測的方法。

目前已有學者對車輛各子系統NVH性能預測做了大量的研究。趙業淼等[3]對發動機進行多體動力學仿真，得到頻率響應結果；將頻率響應結果導入發動機有限元模型作為激勵，計算出了發動機的激勵位移響應；通過聲學仿真軟件建立發動機邊界元模型，導入激勵位移響應，計算出了發動機的聲壓分布，貢獻量分析得出油底殼聲壓貢獻量最大，對油底殼進行結構優化成功地降低了發動機總體輻射噪聲。Copiello等[4]建立了排氣管道的聲學有限元模型，在聲學軟件中定義了一個標準聲源振幅，對排氣管道模型進行了準確性驗證并計算了其聲傳遞損失；再以試驗測出的發動機噪聲為聲源，計算得到了排氣噪聲響應；分析了排氣管道幾何形狀及內部多孔材料對排氣噪聲的影響。王歡等[5]建立商用車駕駛室有限元模型并求解其自由模態，與試驗自由模態進行對比修正了駕駛室有限元模型；運用Virtual Lab軟件建立駕駛室聲學仿真模型，采集各內飾部件的聲阻抗參數導入模型作為邊界條件，將試驗采集的駕駛室懸置點加速度作為模型激勵，仿真計算出駕駛室聲學響應；通過板件貢獻量分析確定了噪聲貢獻最大的板件，通過添加自由阻尼層有效地降低了駕駛室內聲壓級。Jean-Dupont等[6]對電動汽車的電機噪聲進行了研究，根據麥克斯韋原理計算了由電磁現象引起的激勵力，通過電機結構動力學仿真得出此激勵力下電機的振動響應；將電機振動響應導入聲學仿真模型作為邊界條件計算出了電機噪聲，并對其進行了準確性驗證；在此基礎上，對電機模型進行缺陷驗證，得到了電機結構缺陷對電機輻射噪聲的影響。

本文在前人研究基礎上提出了一種通過結構動力學仿真及聲學仿真在車型開發數模階段預測車窗上升過程NVH性能的方法。通過對密封條進行單軸拉伸試驗及CLD(壓縮載荷)試驗，仿真修正了密封條的有限元模型；以試驗采集的玻璃升降電機本體振動加速度為激勵[7]，建立車窗上升過程的動力學仿真模型，從仿真結果中提取內板對標點的振動加速度與該處試驗值進行對比，驗證了動力學仿真模型的準確度[8]；將車門系統上所有節點的仿真振動加速度導入聲腔模型中作為邊界條件，導入試驗測出的升降電機本體噪聲為聲源，建立車窗上升過程聲學仿真模型，從仿真結果中提取主駕左耳處聲壓響應與該處試驗值進行對比，驗證了聲學仿真模型的準確性。

1 密封條有限元模型

1.1 密封條單軸拉伸試驗及本構模型擬合

本文考慮導槽密封條和水切密封條與玻璃的摩擦振動響應，需要對密封條進行精準建模[9]。密封條的材料是三元乙丙橡膠，為超彈性材料，其應力和應變的關系需用應變能函數進行描述[10]。

根據國標《GB/T528—2009》用萬能材料試驗機進行密封條單軸拉伸試驗，將密封條原件用裁刀裁成啞鈴狀，用測厚計測量其厚度，用打標器標定試驗段長度為25 mm，將制成的密封條樣件對稱地夾持在試驗機上、下夾持器上，夾持位置如圖1所示。

圖1 密封條單軸拉伸試驗裝置圖

試驗過程中，設置拉伸長度為25 mm，即變形率為100%，反復拉伸試樣20次以消除Mullins效應[11]，第21次將試樣拉斷。若試樣在標定段內被拉斷，則作為試驗結果，反之，則重復進行試驗。5組有效試驗數據中，在一致性較好的幾組中任選一組作為最終試驗結果，見表1所示。

表1 名義應力-名義應變

將表1中的試驗數據導入Abaqus軟件中進行密封條本構模型的擬合[12]，材料類型選擇超彈性材料，試驗數據類型選擇單軸拉伸試驗數據。

擬合得出Ogden3階模型和MARLOW模型與試驗數據相關性較高，擬合結果如圖2所示。

圖2 本構模型擬合曲線

1.2 密封條壓縮載荷(CLD)測試

根據標準QCT 710—2004用萬能材料試驗機對密封條進行壓縮載荷測試。從密封條原件上截取長度為(100±2)mm的5個試樣，將試樣固定在試驗機下工裝的上表面，使之與上工裝壓板平行，保證試驗中所施加的載荷作用線與試樣的中心線一致，安裝位置如圖3所示。

圖3 密封條CLD試驗裝置圖

試驗之前，手動調整試驗機上壓板至接近密封條上部但不接觸的狀態，設置下壓速度為 30 mm/min，密封條壓縮量為4 mm時停止壓縮。共進行5組試驗，在一致性較好的幾組中任選一組作為最終試驗結果。

1.3 密封條有限元模型標定

密封條與玻璃之間為摩擦振動，兩者剛度相差很大，振動主要由密封條單元微小且急速地蠕變產生，根據工程經驗進行橡膠材料摩擦振動有限元仿真時，需要精度極高的橡膠有限元模型。本文通過密封條CLD仿真并與試驗值對比來確定影響其模型精度的各項因素，這個過程即對密封條有限元模型的標定。

根據密封條CLD測試樣件的實際幾何尺寸及約束建立密封條CLD仿真有限元模型，見圖4所示。

圖4 密封條有限元模型

密封條材料為擬合得出的超彈性材料本構模型，模型底部為全約束固定，調整壓板單元的位置至剛要接觸密封條的狀態，對壓板施加垂向30 mm/min的速度，仿真時間設置8 s，即壓縮位移為4 mm。提取壓板上的壓縮反力，此壓縮反力即密封條的CLD值。

影響密封條有限元模型精度的主要因素為材料本構模型、密封條單元類型、密封條和壓板的單元尺寸。本文擬合得出的密封條本構模型為Ogden3階模型和MARLOW模型；Abaqus軟件中超彈性材料的單元類型為雜交單元，由于所能提供的參數限制，單元類型只能在C3D8H、C3D8RH、C3D8IH中選擇。根據工程經驗密封條單元尺寸選擇0.5 mm，壓板單元尺寸為1 mm。

分別將2種本構模型和3種單元類型組合代入密封條CLD仿真模型中，計算得出6種情況下的密封條仿真CLD值。將試驗CLD值與仿真CLD值對比，得出當密封條本構模型為Ogden3階，結構單元類型為C3D8IH的情況下，密封條CLD仿真值與試驗值誤差最小，見圖5所示。

圖5 CLD仿真值與試驗值曲線

由圖5中可以看到：最大誤差百分比為8.3%，壓縮位移在3 mm以下時，仿真值與試驗值的誤差很小，玻璃與密封條的壓縮距離一般為2.5 mm，因此可以認為該密封條有限元模型能用于車窗上升過程動力學仿真分析。

2 車窗系統動力學仿真模型

2.1 升降電機本體及內板對標點振動加速度采集

玻璃升降電機通過3個安裝點固定在車門內板上，電機運行過程中，其本體振動通過3個安裝點對車門內板持續激勵，本文通過試驗采集升降電機本體振動加速度作為車窗系統動力學仿真模型的激勵[13]為驗證所建動力學模型的準確性，在車門內板上遠離電機安裝點處確定一點為對標點。通過試驗采集玻璃上升過程中對標點的振動加速度，將對標點的振動加速度試驗值與仿真值進行對比用以指導動力學仿真模型的修正和準確度驗證。對標點振動測試位置及仿真值提取位置見圖6所示，仿真值提取點節點編號為1886747。

圖6 對標點位置示意圖

運用LMS信號采集系統和三向加速度傳感器分別采集車窗上升過程升降電機本體和車門內板對標點的振動加速度[14]。

2.2 建立車窗系統有限元模型

車窗系統主要包括車門鈑金、車窗玻璃、車門內飾板、導槽密封條及水切密封條，將上述部件運用hypermesh軟件進行網格劃分，車門鈑金用8 mm的殼單元模擬，車窗玻璃和車門內飾板用 6 mm的殼單元模擬，密封條用0.5 mm的六面體實體單元模擬。建立的車窗系統有限元模型見圖7所示。

圖7 車窗系統有限元模型示意圖

模型中的連接關系主要有焊點、焊縫、粘膠、螺栓，其中焊點用faster類型中的CONN3D2單元模擬；焊縫用beam類型中的COUP_KIN單元模擬；螺栓用rbe2單元模擬；膠粘用六面體單元C3D8/C3D6模擬，需保證六面體單元節點與連接鈑金殼單元節點對應。

2.3 仿真參數及邊界條件的設置

車窗玻璃在正確的安裝位置時，密封條唇邊對玻璃有夾持作用，本文在Abaqus軟件中使用2個分析步來保證玻璃處于正確安裝狀態，step1對密封條施加微小的壓力使其唇邊張開，step2釋放唇邊壓力使密封條唇邊自動回彈與玻璃接觸，該過程完成了玻璃與密封條的正確裝配，在此狀態下密封條對玻璃有預壓力，如圖8所示。

圖8 玻璃與水切密封條裝配示意圖

車門通過鉸鏈和門鎖與車身相連，車門邊緣其他部分則是通過車門密封條與車身密封條彈性接觸，仿真模型中通過約束車門鉸鏈和門鎖處的3個平動自由度和3個轉動自由度來固定車門系統[15]。車窗玻璃上升行程位移為425 mm，上升時間為3.1 s，本文考慮車窗玻璃勻速上升，對車窗玻璃施加位移約束，使其在3.1 s的時間內上升到指定位置。仿真中將試驗采集到的升降電機本體振動加速度激勵通過安裝點輸入仿真模型。

2.4 計算結果分析及模型驗證

仿真計算得出車窗上升過程車門系統上所有節點的振動加速度。車門法向振動加速度響應云圖如圖9所示。

圖9 車門振動加速度響應云圖

為驗證動力學仿真模型的準確度，在仿真模型中提取內板對標點處的振動加速度仿真值與試驗值，如圖10所示。

圖10 振動加速度仿真值與試驗值曲線

由圖10可以看出，仿真值與試驗值在趨勢上較為一致，在幅值上有一定的誤差，計算得出振動加速度平均誤差為8.9%。由于建立動力學仿真模型時對模型進行了簡化，去掉了對結構剛度影響不大且自身振動較小的零部件，因此出現誤差是合理的，可以認為該模型正確。

3 車窗系統聲學仿真模型

3.1 升降電機單體及主駕左耳處噪聲測試

本文考慮結構振動噪聲，將升降電機近場噪聲測出，以噪聲源的形式輸入聲學模型中與結構網格做聲振耦合分析。運用LMS信號采集系統和聲學麥克風對升降電機近場噪聲進行采集[16]，得到升降電機單體噪聲信號。

為驗證聲學仿真模型的準確性，運用人工頭信號采集系統采集車窗玻璃上升過程中主駕左耳處的噪聲信號[17]，通過信號處理軟件計算出該處噪聲信號的聲壓級曲線，后續用來進行聲學模型準確性對標。

3.2 仿真模型搭建及邊界條件設置

將包含車窗系統網格節點振動信息的動力學仿真結果導入聲學仿真軟件中，基于動力學結構網格建立聲學耦合面，將結構網格上的振動信息映射到聲學耦合面上[18]。聲學耦合面為結構網格的包絡網格，其網格尺寸大小依據求解的最高頻率確定，一般要求一個波長包含6～8個網格，網格尺寸計算公式為

(1)

式中：λ為波長，m；c為空氣域聲速，m/s；f為求解的最高頻率，Hz；L為聲學耦合面單元尺寸，m。 車窗上升過程的噪聲主要集中在4 000 Hz以內，根據式(1)計算得出L為0.014 m。

考慮車窗上升過程中車內的聲學響應，建立四分之一車身的聲腔有限元網格，聲腔網格的尺寸要求與聲學耦合面網格要求一致。在聲腔有限元網格的外表面上定義聲學無限元邊界面，即聲波可以無反射地穿過該邊界向外自由擴散。建立的聲學仿真模型如圖11所示。

圖11 四分之一車身聲學仿真模型示意圖

將動力學仿真得到的振動響應結果導入模型定義振動聲源，將試驗測出的升降電機單體噪聲導入模型定義點聲源。聲腔中主駕左耳處設置為聲學響應輸出點，求解模型4 000 Hz以內的聲學響應。

3.3 仿真結果分析及驗證

聲學仿真計算得出車窗上升過程中四分之一車身內部各處的聲學響應，車窗玻璃平穩運行時的聲壓云圖如圖12所示，可以看到聲壓級在50 dB附近變化，與試驗結果相符。

圖12 四分之一車身聲壓云圖

從聲學響應輸出點提取車窗玻璃上升過程主駕左耳處的聲壓級仿真值與試驗值[19]，如圖13所示。

圖13 主駕左耳聲壓級仿真值與試驗值曲線

從圖13中可以看出仿真值與試驗值趨勢一致，但有一定的誤差。由于進行聲腔建模時，去掉了車內所有零部件，沒有考慮零部件及汽車內飾的聲反射問題，將聲腔作為自由場進行計算。計算得出平均聲壓級誤差在10%以內，考慮到模型的簡化可以認為仿真結果正確，模型能對車窗上升過程產生的噪聲進行有效預測。

4 結論

通過試驗和仿真結合的方法標定密封條，得到了準確的密封條有限元模型；建立了車窗上升過程的動力學仿真模型并進行了驗證；以動力學仿真結果為振動聲源，以升降電機本體噪聲為點聲源，建立了聲學仿真模型，仿真計算得到了車窗上升過程中主駕左耳處的聲壓變化曲線。結論如下：

1) 對密封條進行拉伸試驗擬合出本構模型，通過密封條試驗CLD值與仿真CLD值對比標定密封條有限元模型，得到較為準確的密封條有限元模型。

2) 對車窗系統進行簡化并建立了車窗上升過程的動力學仿真模型，誤差在合理范圍內，其仿真結果對車門系統的結構設計有一定的參考價值。

3) 通過對車窗上升過程進行動力學和聲學仿真，得到了主駕左耳處準確的聲壓響應，運用該方法可以在車型開發前期預測車窗升降系統的NVH性能，節省開發成本。