某特種車車內(nèi)低頻噪聲分析與改進

歐　健，劉美志，楊鄂川，劉　偉（.重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院，重慶400054；.重慶理工大學(xué)機械工程學(xué)院，重慶400054）

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某特種車車內(nèi)低頻噪聲分析與改進

歐健1，劉美志1，楊鄂川2，劉偉1
（1.重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院，重慶400054；2.重慶理工大學(xué)機械工程學(xué)院，重慶400054）

摘要：針對某特種車車內(nèi)噪聲水平較高問題，建立車身結(jié)構(gòu)與聲固耦合有限元分析模型，并進行車身振動頻響分析和車內(nèi)聲壓響應(yīng)分析；通過仿真結(jié)果與實車道路試驗結(jié)果對比，驗證車身結(jié)構(gòu)和聲固耦合有限元模型的有效性；利用耦合聲學(xué)邊界元法進行駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性研究，識別出不同工況的主要噪聲頻率；并對影響車內(nèi)噪聲的車身板件進行聲學(xué)貢獻分析，找到對車內(nèi)聲壓貢獻最大的板件；最后對聲學(xué)貢獻大的板件粘貼阻尼材料來對車內(nèi)進行降噪，車內(nèi)噪聲得到較為明顯改善。

關(guān)鍵詞：聲學(xué)；聲固耦合；頻響分析；聲學(xué)貢獻分析；降噪

特種車輛在運行過程中，車內(nèi)產(chǎn)生的振動和噪聲直接影響到駕駛員的判斷能力和駕乘人員的乘坐舒適性[1]。目前，我國自行生產(chǎn)的特種車輛內(nèi)部噪聲污染依然比較嚴重，因此改善特種車車內(nèi)噪聲仍是理論和工程領(lǐng)域不斷研究的課題，具有十分重大的意義。

車內(nèi)噪聲主要包括空氣噪聲與結(jié)構(gòu)噪聲，其傳遞途徑主要包括2個方面：一個是動力總成及其它振動、摩擦噪聲通過車身之間的連接縫隙及車身壁板進入車內(nèi)的空氣噪聲，另一個重要方面是外界激勵直接或間接作用于車身，激發(fā)車身板件振動而輻射出來的結(jié)構(gòu)振動噪聲[2]。近年來，在考慮車身結(jié)構(gòu)和車內(nèi)空腔相互耦合的車內(nèi)噪聲相關(guān)研究領(lǐng)域，國內(nèi)外學(xué)者做了很多研究與探索。Christopher J. Cameron等研究車頂蓋在100 Hz～500 Hz頻率段的NVH性能，對比分析車頂蓋處于不同安裝情況下的仿真分析結(jié)果，驗證有限元分析在預(yù)測車頂蓋NVH性能方面的有效性[3]。Citarella等應(yīng)用邊界元法研究聲學(xué)響應(yīng)和車身板塊貢獻[4]。陳劍等人基于頻域逆矩陣方法求解實車工況下的激勵載荷，將聲學(xué)傳遞向量法與邊界元法相結(jié)合來計算駕駛員右耳處聲壓，并對貢獻顯著的板件粘貼阻尼材料，有效降低車內(nèi)噪聲水平[5]。

以某特種車為研究對象，采用有限元和邊界元相結(jié)合的方法，建立了聲固耦合有限元模型，對由車身板件振動引起的車內(nèi)低頻噪聲進行分析，同時通過實車道路試驗來對仿真結(jié)果進行分析與驗證，并提出改進措施。

1　有限元模型的建立

1.1車身結(jié)構(gòu)模型的建立

在特種車整車三維模型中提取車身部分的幾何模型，導(dǎo)入HyperMesh前處理軟件中進行幾何清理，車身結(jié)構(gòu)零件中用于安裝定位的小孔、面與面之間的過渡圓角，它們對車身的剛度影響貢獻可以忽略。在建立的整個車身結(jié)構(gòu)有限元模型時，由于特種車玻璃較厚，實際門窗玻璃與駕駛室的連接是剛性連接，同時認為門關(guān)緊后和駕駛室的連接也是剛性連接。建立的車身結(jié)構(gòu)有限元模型如圖1所示。

圖1　車身結(jié)構(gòu)有限元模型

1.2聲固耦合模型的建立

在車身結(jié)構(gòu)模型建立的基礎(chǔ)上，刪除多余零部件，補全空洞，在駕駛室封閉的基礎(chǔ)上生成實體網(wǎng)格，進而得到聲腔有限元模型，考慮到座椅對車內(nèi)空腔聲學(xué)特性的影響，為了更準確計算實際空腔聲學(xué)特性，故在建模時增加了座椅，所建立的聲學(xué)模型如圖2所示。

圖2　考慮座椅的空腔聲學(xué)有限元模型

在外界激勵作用下，車身壁板會產(chǎn)生十分復(fù)雜的振動，該振動會對車內(nèi)附近空氣產(chǎn)生一定的壓迫，從而使得一部分空氣單位壓強升高，另一部分空氣單位壓強降低，這種疏密交替變化形成了車內(nèi)噪聲，而車內(nèi)聲壓改變，也會放大或是抑制車身板件振動。所以，車內(nèi)噪聲主要受車身結(jié)構(gòu)、車內(nèi)空氣及二者之間相互作用的動態(tài)耦合特性的影響[6]。因此將聲腔有限元模型與車身有限元模型耦合，完成聲固耦合模型如圖3所示。

圖3　耦合系統(tǒng)的有限元模型（隱藏門窗）

2　車內(nèi)噪聲響應(yīng)分析

2.1實車道路試驗

為了獲得仿真模型的外部激勵載荷，進而較為準確預(yù)測車內(nèi)低頻噪聲水平，需要對車輛進行實車道路試驗。由于研究的是車內(nèi)低頻噪聲，該頻段噪聲產(chǎn)生的主要原因是由于車身結(jié)構(gòu)板件的振動激勵引起的，而引起車身結(jié)構(gòu)振動的主要外部激勵來源于發(fā)動機振動的激勵。利用LMSTest. lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集發(fā)動機懸置點、車頂板、車門、車地板振動信號以及駕駛員耳旁和后排座椅中間位置的聲壓信號。試驗工況設(shè)置為車輛定置發(fā)動機定轉(zhuǎn)速工況（750 r/min、1 350 r/min、2 500 r/min）、車輛定置發(fā)動機加速工況（發(fā)動機轉(zhuǎn)速由怠速到額定轉(zhuǎn)速90 %），每個工況至少測試3種數(shù)據(jù)并保持數(shù)據(jù)的一致性。傳感器布置如圖4所示。

圖4　傳感器布置

試驗時，參照的標準為GB/T18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法》[7]以及GB/T14365-1993《聲學(xué)機動車輛定置噪聲測量方法》[8]。

2.2試驗結(jié)果分析

由于試驗中測點布置和工況較多，此處以發(fā)動機左前懸置點為例，分析其在發(fā)動機怠速、1 350 r/ min、2 500 r/min工況下的加速度振動信號，如圖5所示。

由圖5可知，以上三種工況下，在20 Hz～200 Hz內(nèi)由發(fā)動機振動激勵傳遞到懸置點車身側(cè)的振動峰值頻率點較為一致，大多位于六缸發(fā)動機的激振頻率附近，說明試驗測得的信號是有效的。

2.3車身振動頻響分析

將采集到的各懸置點處加速度激勵作為邊界條件施加到車身結(jié)構(gòu)有限元模型相應(yīng)位置上，并賦予模型一定阻尼值，求解得到車身板件振動加速度響應(yīng)。

圖5　發(fā)動機左前懸置點在各工況下的加速度振動頻譜

圖6　2500r/min工況下試驗與仿真結(jié)果比較

由于試驗中測點的位置和工況較多，在此只選擇地板、頂板前部、靠近主駕駛員的左側(cè)前車門測點在2500r/min工況下試驗值與仿真結(jié)果對比，如圖6所示。

由圖6（a）可知，在分析的低頻范圍內(nèi)，地板在148 Hz處的振動最為明顯，仿真與試驗的峰值分別為1.8 m?s-2和2.7 m?s-2，試驗值略大于仿真值，兩者總體吻合較好。由圖6（b）可知，頂板在43 Hz處出現(xiàn)明顯峰值，雖然發(fā)動機懸置點在該頻率點激勵較大，但非最大激勵值，說明頂板響應(yīng)不僅受激勵的影響，還可能受到共振的影響，從響應(yīng)幅值來看，仿真與試驗的峰值分別為0.84 m?s-2和0.32m?s-2，仿真結(jié)果大于試驗值，這是因為試驗時布置的傳感器粘貼在頂板內(nèi)飾上，內(nèi)飾的存在會使振動幅值產(chǎn)生衰減，從而導(dǎo)致仿真結(jié)果高于試驗測量結(jié)果[9]。由圖6（c）可知，試驗曲線和仿真曲線的變化趨勢吻合較好，均在195.5 Hz出現(xiàn)最大峰值，仿真與試驗值分別為0.3 m?s-2和0.34 m?s-2，試驗值略大于仿真值，同時它們在43 Hz、65 Hz、108 Hz、115 Hz、130 Hz、150 Hz、195.5 Hz處均出現(xiàn)較大峰值，與該工況下發(fā)動機懸置點振動激勵曲線較為相似，說明此時車門振動響應(yīng)主要是受發(fā)動機振動激勵影響。

總體來說，由于仿真計算中對車身結(jié)構(gòu)模型的簡化以及對結(jié)構(gòu)模型阻尼的添加與實車存在一定的誤差，使得仿真結(jié)果與試驗值存在一定偏差，但仿真結(jié)果和試驗值變化趨勢總體上較為吻合，說明該仿真模型能夠反映車身結(jié)構(gòu)振動的變化趨勢，可以用來預(yù)測車身結(jié)構(gòu)振動情況[10]。

2.4車內(nèi)聲壓響應(yīng)分析

將采集到的各懸置點處加速度激勵作為邊界條件施加到聲固耦合模型相應(yīng)位置上，并將車內(nèi)主駕駛員右耳、副駕駛員左耳、后排座椅中間位置設(shè)置為場點，采用邊界元方法來進行車內(nèi)聲壓響應(yīng)分析，預(yù)測車內(nèi)聲壓水平。

定義聲壓求解頻率范圍為20 Hz～200 Hz，步長為1 Hz，現(xiàn)將2 500 r/min工況下仿真計算得到的車內(nèi)各場點A計權(quán)聲壓頻譜圖與試驗結(jié)果進行對比，如圖7所示。

由圖7可知，在2 500 r/min工況下，車內(nèi)聲壓級在副駕駛員左耳旁、后排座椅中間乘員耳旁的仿真結(jié)果與試驗值總體上較為吻合，且出現(xiàn)的峰值頻率點較為接近，計算結(jié)果與試驗值誤差較小。該工況下試驗與仿真結(jié)果的聲壓峰值主要分布在43 Hz、130 Hz、152 Hz、195 Hz附近，這些頻率正好與發(fā)動機的諧振頻率吻合，特別是在195 Hz時發(fā)動機的激勵達到最大峰值，說明此時車內(nèi)聲壓響應(yīng)是由發(fā)動機諧振激勵產(chǎn)生的。聲壓頻譜對比圖雖然比較直觀，但不便于將仿真結(jié)果與試驗值進行誤差分析，所以在此采用總聲壓級進行誤差評價，已知各頻率點的A計權(quán)聲壓級，可以計算在整個頻帶上的總聲壓級LPA。

圖7　2500r/min工況下車內(nèi)聲壓級響應(yīng)仿真值與試驗值對比

其中Lpi為各頻率點的A計權(quán)聲壓級。

將車內(nèi)噪聲響應(yīng)在20 Hz～200 Hz總聲壓級的試驗值與仿真結(jié)果進行對比，來進一步驗證仿真結(jié)果的有效性，如表1所示。

盡管仿真結(jié)果與試驗值存在一定的誤差，但二者的聲壓頻譜曲線在總體上的變化趨勢基本一致，且從總聲壓級的對比也可以看出，以試驗值的聲壓為參考標準，除怠速工況下后排中間乘員耳旁聲壓級誤差在6 %左右外，仿真結(jié)果與試驗值的相對誤差基本都控制在5 %以內(nèi)。從而說明了該仿真模型能夠預(yù)測車內(nèi)的噪聲水平，能夠用于指導(dǎo)后面的改進設(shè)計[11]。

表1　車內(nèi)噪聲試驗值與仿真結(jié)果對比

3　聲學(xué)板件貢獻量分析

為了更好了解各工況下聲壓峰值是由哪些結(jié)構(gòu)振動引起的，需要對聲腔周圍各板件進行貢獻量分析。首先應(yīng)該對包圍車內(nèi)聲腔周圍的板件進行劃分，依據(jù)車身結(jié)構(gòu)特點，共劃分為17個部分，如圖8所示。

圖8　車身各板件的劃分

由于計算的場點和工況較多，數(shù)據(jù)較為龐大，在此僅對噪聲最大的2 500 r/min工況下的主駕駛員耳旁最大峰值頻率130 Hz處進行聲學(xué)板件貢獻分析。

位于坐標軸上方的板件，聲學(xué)貢獻為正，對聲壓起到正向放大的作用，反之則起到抑制的作用。如果一個板件的聲學(xué)貢獻比較小，無論正負，都視之為中性區(qū)域，它對聲壓值的影響不大，一般不作為聲學(xué)設(shè)計的修改對象。

由圖9可知，在2 500 r/min工況下，對主駕駛員耳旁聲壓在130 Hz處屬于正貢獻量的板件為前圍板、前側(cè)窗玻璃和后門，屬于負貢獻量的板件為儀表板、后側(cè)窗玻璃和側(cè)圍，其余板件貢獻量較小，均視為中性區(qū)域。

綜合各工況下板件聲學(xué)貢獻分析可以得到，對車內(nèi)場點噪聲影響最大的板件為前圍板和前頂板。

圖9　130 Hz處的板件聲學(xué)貢獻直方圖

4　車內(nèi)噪聲的降噪設(shè)計

由于阻尼材料良好的減振效果，加上其處理方式較為簡單，車輛板件的阻尼布置結(jié)構(gòu)選擇也多以自由阻尼結(jié)構(gòu)為主，故此選用自由阻尼方式來進行降噪。

以板件聲學(xué)貢獻分析為參考依據(jù)，對正貢獻量大的板件前圍板、前頂板粘貼阻尼材料。由于在進行車內(nèi)噪聲分析時，各個板件劃分得較大，所以在找到影響車內(nèi)噪聲最大的板件后，還需要進行模態(tài)應(yīng)變能分析，找出該板件最大應(yīng)變能區(qū)域，從而有針對性地對該區(qū)域粘貼阻尼材料，這樣既能較好地降低板件振動，又能節(jié)約阻尼材料，減少車輛附加質(zhì)量。

以前圍板為例，綜合各工況下前圍板正貢獻量較大的各頻率下應(yīng)變能云圖確定阻尼層粘貼位置[12]，如圖10所示。

圖10　粘貼阻尼層后的前圍板模型

對車內(nèi)噪聲貢獻量大的其他板件也采用和前圍板一樣的分析方法來確定板件上粘貼阻尼材料的具體位置。其中，2 500 r/min工況下改進前后主駕駛員耳旁噪聲的仿真結(jié)果如圖11所示。

由圖11可知，通過對板件粘貼阻尼材料，得到改進后的車內(nèi)場點聲壓峰值和20 Hz～200 Hz頻段總聲壓級均有所降低，其中多個頻段聲壓級降低2 dB～4 dB，峰值頻率點130 Hz處的聲壓下降6.05 dB，總聲壓級由83.85 dB降為81.25 dB，可見對板件粘貼阻尼材料能較為明顯地降低車內(nèi)噪聲水平。

圖11　改進前后主駕駛員耳旁聲壓級的仿真對比

5　結(jié)語

(1)建立車身結(jié)構(gòu)及聲固耦合模型，通過實車道路試驗采集發(fā)動機懸置處振動激勵信號、車身板件主要測點的振動響應(yīng)以及車內(nèi)場點聲壓信號。

(2)通過將試驗測得振動頻響曲線和仿真結(jié)果進行比較，驗證車身仿真模型的有效性。同時將仿真得到的車內(nèi)特定場點聲壓頻響曲線與試驗值進行比較，兩者誤差控制在6 %以內(nèi)，從而說明該聲固耦合模型能夠有效預(yù)測車內(nèi)噪聲水平。

(3)以板件聲學(xué)貢獻分析和模態(tài)應(yīng)變能分析結(jié)果為參考依據(jù)，采用粘貼阻尼的方式進行改進處理，有效降低了車內(nèi)場點的低頻噪聲，車內(nèi)噪聲得到了明顯抑制。

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Analysis and Improvement of Interior Low Frequency Noise in a Special Vehicle

OU Jian1, LIU Mei-zhi1, YANG E-chuan2, LIU Wei1
(1. Collegeof VehicleEngineering, Chongqing University of Technology, Chongqing 400054, China; 2. Collegeof Mechanical Engineering, Chongqing University of Technology, Chongqing400054, China）

Abstract:To solve the problem of high noise level in a special vehicle, the acoustic-structure coupling finite element model for thevehicle’sbody wasbuilt. Frequency responseanalysisof thevehicle’sbody and thesound pressureresponse analysis of the interior noise were carried out. The results obtained by simulation and by road experiments were compared. Thevalidity of thestructure-acoustic model wasverified. Then, theacoustic propertiesof theinternal cavity of thecab were analyzed using the acoustic-structure coupling boundary element method. Some specific frequencies which may affect the body noisewererecognized. Contribution analysismethod wasused to identify thosepanelswhich havethemost significant contribution to theinternal sound pressure. Damping materialswereapplied to thosepanels, and theinternal noiselevel was markedly reduced.

Key words:acoustics; acoustic-structure coupling; frequency response analysis; acoustic contribution analysis; noise reduction

通訊作者：楊鄂川（1980-），男，湖北襄陽人，講師，博士，主要研究方向為結(jié)構(gòu)振動控制及結(jié)構(gòu)動力學(xué)仿真。E-mail:yangechuan@sina.cn

作者簡介：歐?。?969-），男，重慶人，教授，博士，主要研究方向為汽車噪聲與振動控制、車輛動力學(xué)。E-mail:oujian@cqut.edu.cn

收稿日期：2015-09-25

文章編號：1006-1355(2016)02-0121-05

中圖分類號：TB132；TL375.2

文獻標識碼：ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.027