SRV車內(nèi)低頻噪聲控制

陳 劍 文智明 李繼鋒

合肥工業(yè)大學(xué)安徽省汽車NVH與可靠性重點實驗室,合肥,230009

0 引言

車內(nèi)噪聲主要由發(fā)動機、傳動系、輪胎、液壓系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)振動引起,產(chǎn)生的振動和噪聲經(jīng)過懸架系統(tǒng)、車身結(jié)構(gòu)等的放大以結(jié)構(gòu)噪聲或空氣噪聲的形式進(jìn)入車室空腔,形成車內(nèi)噪聲[1]。結(jié)構(gòu)噪聲頻率主要集中在200Hz以下,給人的主觀感覺為“booming”聲,影響乘坐舒適性。常規(guī)的吸聲降噪措施對低頻噪聲的作用不大,這個問題最實際的解決辦法是修改車身結(jié)構(gòu)[2]。本文以某SRV為對象,應(yīng)用 MSC.NASTRAN、SYSNOISE軟件并結(jié)合模態(tài)實驗,提出一種優(yōu)化板件厚度以有效降低車內(nèi)噪聲水平的方法。

1 結(jié)構(gòu)與聲學(xué)模型的建立

建立準(zhǔn)確的有限元模型是取得可靠分析結(jié)果的前提。本文以實驗獲得的模態(tài)參數(shù)為依據(jù),以通過模態(tài)實驗和CAE分析得到的前4階主模態(tài)的模態(tài)頻率和振型的匹配程度為判斷標(biāo)準(zhǔn),對有限元模型進(jìn)行參數(shù)修改與設(shè)定,使其達(dá)到最佳的符合程度[3]。

1.1 白車身有限元模型的建立

本文所分析的SRV承載式車身,由復(fù)雜的空間板殼結(jié)構(gòu)經(jīng)過點焊連接而成,車身板件由四節(jié)點或三節(jié)點殼單元來模擬,點焊由RBE3和Hex8的柔性連接方式來模擬。螺栓等連接由RBE2來模擬,在建模過程中要對模型進(jìn)行簡化以提高網(wǎng)格質(zhì)量和計算精度[4],在HyperMesh中建立的白車身模型如圖1所示,建模參數(shù)見表1。

圖1 SRV白車身有限元模型

表1 白車身有限元模型基本參數(shù)

采用單點激勵多點響應(yīng)的實驗方案,并把白車身吊起以模擬自由支承方式進(jìn)行模態(tài)測試。激勵信號由力錘發(fā)出,響應(yīng)信號由B&K公司的加速度傳感器拾取。利用北京東方振動和噪聲技術(shù)研究所的DASP軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)處理和分析,得到白車身的模態(tài)參數(shù)如表2所示,DASP中建立的白車身模型見圖2。

表2 白車身的計算模態(tài)參數(shù)與實驗?zāi)B(tài)參數(shù)

圖2 DASP中白車身模型

由表2可知,經(jīng)過修正后的白車身模型前4階主模態(tài)的模態(tài)頻率計算值與實驗值誤差較小。主振型的計算結(jié)果和實驗結(jié)果較一致,表明白車身的有限元模型很好地反映了實際結(jié)構(gòu)的振動特性,所采用的建模和分析方法是正確的。

1.2 聲學(xué)模型的建立

在聲學(xué)有限元分析中,每個波長至少含有6個聲學(xué)單元。綜合考慮計算精度和規(guī)模,取單元長度為60～120mm。在白車身有限元模型的基礎(chǔ)上通過網(wǎng)格粗化建立聲腔有限元模型,在SYSNOISE中對其進(jìn)行聲模態(tài)分析。

采用與結(jié)構(gòu)模態(tài)實驗類似的方法對車內(nèi)聲腔進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)實驗[5]。如圖3所示,實驗時,將揚聲器置于封閉的轎車車內(nèi),開啟B&K 4205標(biāo)準(zhǔn)聲功率源,將白噪聲信號輸入揚聲器(作為車內(nèi)聲場的激勵源)。待噪聲穩(wěn)定后,采集布置在聲功率源附近及車內(nèi)各測量點處傳聲器的信號。將聲功率源附近信號作為輸入,將車內(nèi)其他測點處信號作為輸出,便可求得激勵與響應(yīng)點間的傳遞函數(shù),由此,可利用模態(tài)分析技術(shù)求出車內(nèi)聲腔的聲學(xué)模態(tài)。

圖3 車內(nèi)聲學(xué)模態(tài)實驗示意圖

根據(jù)表3列出的考慮座椅和儀表盤影響的聲腔計算模態(tài)參數(shù)與實驗?zāi)B(tài)參數(shù)可以看出,有座椅和儀表盤的聲腔有限元模型是可靠的。然后在有限元模型的基礎(chǔ)上生成邊界元模型,見圖4、圖5。

表3 聲腔計算模態(tài)參數(shù)與實驗?zāi)B(tài)參數(shù)

圖4 車內(nèi)聲場有限元模型

圖5 車內(nèi)聲場邊界元線框模型

2 聲場分析

2.1 聲輻射計算

車身壁板結(jié)構(gòu)剛度較大,聲振耦合作用不顯著,故不考慮耦合作用的影響[6]。以諧響應(yīng)分析所得的壁板振速作為邊界條件,計算車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)。諧響應(yīng)分析是用來計算線性結(jié)構(gòu)在簡諧力激勵下穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種分析技術(shù),通過諧響應(yīng)分析可以考察白車身的結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)特性。低頻時,發(fā)動機是主要的噪聲與振動源,故筆者在車架上發(fā)動機懸置連接處加載垂向單位正弦力;約束前后懸架與車身連接底座處的6個自由度以模擬地面的支撐作用;定義分析頻率范圍為20～200Hz,步長為5Hz。

SYSNOISE軟件提供FEM和BEM兩種方法來計算聲學(xué)響應(yīng),從圖6中可以看出,兩種方法所得峰值頻率相同,響應(yīng)曲線整體一致。從圖7中可以看出,前后座椅附近各關(guān)注點處的聲壓響應(yīng)趨勢相同,并都在 40Hz、55Hz、65Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz 頻率附近出現(xiàn)峰值。40Hz、55Hz時,激勵頻率接近車身4階模態(tài)頻率和9階模態(tài)頻率,車內(nèi)聲場主要受頂棚和底板的振 動影 響;55Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz時,激勵頻率接近聲腔模態(tài)頻率,此時發(fā)生聲腔共鳴,聲壓級幅值較大。其中,在55Hz、120Hz、160Hz附近聲壓級出現(xiàn)較大峰值,上述頻率為重點優(yōu)化頻率。

圖6 BEM法與FEM法計算結(jié)果

圖7 前排及后排座椅關(guān)注點處的聲學(xué)響應(yīng)

2.2 面板貢獻(xiàn)度分析[7]

轎車乘坐室內(nèi)的噪聲是由組成乘坐室的所有板件振動引起的,車身板件的不同區(qū)域?qū)Τ俗覂?nèi)任意位置聲壓的貢獻(xiàn)是不同的。通過面板貢獻(xiàn)度分析可以找出主要噪聲源。

取v ns為表面速度的列向量,p為場點內(nèi)某點的聲壓,得到頻率ω下的關(guān)系式：

其中,ATVT(ω)為聲傳遞向量,物理意義為單元或節(jié)點在頻率ω下的單位速度在場點上引起的聲壓值。

面板對場點的聲壓貢獻(xiàn)p c為面板所包含的n個有限單元對場點的聲壓貢獻(xiàn)和,即

式中,e為單元編號;ATVe為面板內(nèi)單元e的聲傳遞向量;ve為單元e的法向振速向量。

對面板聲貢獻(xiàn)量進(jìn)行歸一化處理可得面板聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)D c：

式中,p*為場點聲壓p的共軛復(fù)數(shù)。

在SYSNOISE中首先要計算ATV,然后把速度邊界條件導(dǎo)入,再計算駕駛員左耳的面板貢獻(xiàn)度,圖 8 分別列出了55Hz、120Hz、160Hz時6 個主要板件對駕駛員左耳聲壓的貢獻(xiàn)系數(shù)。

圖8 主要板件在不同頻率下的貢獻(xiàn)系數(shù)

通過對所有共振頻率下主要板件的統(tǒng)計分析,可以得出如下結(jié)論：對車內(nèi)主要參考點處的聲壓級峰值有較大正貢獻(xiàn)量的板件主要是頂棚、前后底板和防火墻。其中,在55Hz附近對聲壓正貢獻(xiàn)量最大的主要板件是頂棚、前底板和防火墻;在120Hz附近對聲壓正貢獻(xiàn)量最大的主要板件是頂棚、前底板;在160Hz附近對聲壓正貢獻(xiàn)量最大的主要板件是前后底板和防火墻。結(jié)構(gòu)改進(jìn)時,主要目標(biāo)是采取措施降低相應(yīng)板件的振動。

3 靈敏度的分析與優(yōu)化

進(jìn)行靈敏度分析與優(yōu)化時,需要確定目標(biāo)函數(shù)、設(shè)計變量、約束條件。通過靈敏度分析可以確定對目標(biāo)函數(shù)影響大的參數(shù),并以此為設(shè)計變量進(jìn)行優(yōu)化。

3.1 目標(biāo)函數(shù)[8]

對目標(biāo)函數(shù)的考慮如下：根據(jù)場點聲學(xué)響應(yīng)特性將考察的頻率分3段(50～65Hz、110～125Hz、150～165Hz);以各板件代表點在這些頻段內(nèi)振速幅值的均方根來代表各峰值頻率下的振速;將板件在不同峰值頻率下的貢獻(xiàn)系數(shù)與相應(yīng)加權(quán)系數(shù)的乘積作為各板件振速的加權(quán)均方值;綜合板件在3個峰值頻率下的貢獻(xiàn)系數(shù),將各板件的振速加權(quán)均方值乘以不同加權(quán)系數(shù),得到所有板件振速的加權(quán)均方值。以所有板件振速的加權(quán)均方值為目標(biāo)函數(shù)來衡量優(yōu)化對各板件在峰值頻率附近振速降低的效果。

代表點的振速加權(quán)均方值可表示為

式中,xi為頻率i對應(yīng)代表點的法向振速;a1、a2、a3分別為對應(yīng)頻段的加權(quán)系數(shù)。

表4 加權(quán)系數(shù)

板件的振速加權(quán)均方值為

式中,k為板件n的代表節(jié)點數(shù)。

目標(biāo)函數(shù)可表達(dá)為

式中,bn為第n塊板件的加權(quán)系數(shù)。

3.2 約束條件

除設(shè)計變量尺寸約束外,考慮到改動的經(jīng)濟(jì)性要求,本文限制板厚變化后的總質(zhì)量,以使增加的質(zhì)量達(dá)到最好的分布。取增加或減少的質(zhì)量不超過20kg,原白車身總質(zhì)量為344.7kg,故約束函數(shù)為

3.3 設(shè)計變量

以主要板件厚度為變量參數(shù),進(jìn)行靈敏度分析。根據(jù)設(shè)計限制及工藝和強度的限制,確定上下限值,以靈敏度值高的變量為優(yōu)化的設(shè)計變量進(jìn)行優(yōu)化,見表5。

表5 設(shè)計變量參數(shù)表

3.4 優(yōu)化結(jié)果

經(jīng)過10次迭代,優(yōu)化計算收斂,優(yōu)化目標(biāo)值由2.75mm/s下降到 1.34mm/s,減小幅度達(dá)51%,白車身質(zhì)量增加19.6kg,增幅為5.69%。

由優(yōu)化結(jié)果可見,優(yōu)化后以較小的成本代價達(dá)到了減小主要板件在峰值頻率附近振速幅值的目的。最后,根據(jù)優(yōu)化結(jié)果與廠家提供板件尺寸規(guī)格確定實際取值,見表5。

4 結(jié)果對比

對調(diào)整后的結(jié)構(gòu)重新計算,對比改進(jìn)前后的結(jié)果。從圖9可以看出,板厚優(yōu)化對降低車內(nèi)噪聲有較好的效果。駕駛員右耳處的聲壓級在頻率55Hz、120Hz、160Hz附近的峰值有明顯減小,峰值一般約減小3d B?？梢娽槍χ饕寮穸鹊膬?yōu)化來降低車內(nèi)噪聲的措施是適當(dāng)?shù)?減小主要正貢獻(xiàn)板件的振動可以達(dá)到降噪的效果。

圖9 優(yōu)化前后聲壓級比較

5 結(jié)束語

通過對比實驗與計算模態(tài)結(jié)果建立了結(jié)構(gòu)與聲學(xué)的有限元模型;通過面板貢獻(xiàn)度分析可以找出主要噪聲源,為結(jié)構(gòu)優(yōu)化制定目標(biāo);靈敏度分析可以區(qū)分各變量參數(shù)對板件振動速度幅值的影響程度,為優(yōu)化設(shè)計選取設(shè)計變量提供依據(jù);優(yōu)化板件厚度后車內(nèi)噪聲降低了。

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