車輛駕駛室內(nèi)噪聲仿真及低頻降噪處理

王　歡，劉漢光，劉　杰，夏光亮

（江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州 221004）

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車輛駕駛室內(nèi)噪聲仿真及低頻降噪處理

王歡，劉漢光，劉杰，夏光亮

（江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州 221004）

摘要：首先建立車輛駕駛室白車身有限元模型并進(jìn)行自由模態(tài)分析，通過與模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果的對比進(jìn)行模型修正，控制前8階固有頻率偏差在3%以內(nèi)；其次建立結(jié)構(gòu)-聲場耦合有限元模型，計算兩種試驗(yàn)工況下結(jié)構(gòu)激勵引起的內(nèi)聲場聲壓，計算結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果有較高的一致性，驗(yàn)證方法和模型的準(zhǔn)確性；最后在低頻段分析駕駛室面板聲壓貢獻(xiàn)量，采用添加自由阻尼層的方法對駕駛室進(jìn)行降噪處理，計算表明取得了良好的降噪效果。

關(guān)鍵詞：聲學(xué)；駕駛室；噪聲模塊；聲固耦合

車輛行駛過程中，受到來自路面以及發(fā)動機(jī)的振動激勵，商用車駕駛室由于采用非承載式車身，振動激勵通過駕駛室懸置引起板件振動，從而形成室內(nèi)輻射噪聲，相關(guān)試驗(yàn)得出，振動激勵引起的板件輻射噪聲是車輛室內(nèi)低頻噪聲的主要成分[1，2]。低頻噪聲給人的主觀感覺是一種所謂的“轟鳴聲(Booming)”，能造成司乘人員的強(qiáng)烈不適感[3]。改善低頻段的輻射噪聲是降低室內(nèi)聲壓的有效方法[4，5]。

目前，對車內(nèi)低頻噪聲的分析以及優(yōu)化的數(shù)值計算方法主要采用有限元法和邊界元法[6–8]。邊界元法在建模過程由于對模型做了大量的簡化，以規(guī)整的模型計算車內(nèi)噪聲會與真實(shí)值存在較大的誤差；有限元法在建立駕駛室模型的過程中，鮮有對聲學(xué)模型進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。本文采用有限元法建立駕駛室內(nèi)噪聲模塊，以試驗(yàn)測得駕駛室懸置點(diǎn)處加速度響應(yīng)做激勵載荷，通過與兩種定置工況下試驗(yàn)測得的司機(jī)右耳旁聲壓對比，驗(yàn)證了聲-固耦合模型的可靠性。最后分析駕駛室各板件對司機(jī)右耳旁聲壓的貢獻(xiàn)量，采用自由阻尼層的方法有效降低駕駛員右耳旁噪聲。

1　室內(nèi)噪聲模塊建設(shè)

在對駕駛室內(nèi)噪聲特性分析的過程中，建立準(zhǔn)確的駕駛室聲學(xué)模型是噪聲分析和后續(xù)改進(jìn)的關(guān)鍵。

1.1白車身模型建立及修正

建立準(zhǔn)確的白車身有限元模型是噪聲模塊建設(shè)的基礎(chǔ)。由于駕駛室沖壓件結(jié)構(gòu)很復(fù)雜，需要對原白車身結(jié)構(gòu)作適當(dāng)?shù)暮喕２捎肏yper mesh商業(yè)軟件對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，選取殼單元對數(shù)模進(jìn)行離散化，參照實(shí)車焊點(diǎn)位置和數(shù)量，在白車身有限元模型中建立相應(yīng)連接，以提高模型精度。

采用自動多極子結(jié)構(gòu)特征值求解方法計算駕駛室的自由模態(tài)，該方法在滿足工程上精度要求的同時大幅度縮短計算時間，因此更適用于在車輛NVH分析過程中計算結(jié)構(gòu)模態(tài)[9]。通過與駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)獲得的各階固有頻率及相應(yīng)振型對比，調(diào)整部分板件之間結(jié)合面的連接剛度，修正白車身有限元模型。提取計算結(jié)果中與試驗(yàn)?zāi)B(tài)相對應(yīng)的前8階固有頻率，見表1。

表1　試驗(yàn)?zāi)B(tài)與計算模態(tài)固有頻率對比

由表1可知，計算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)的前8階固有頻率基本吻合，計算誤差均在3%以內(nèi)，說明計算用的駕駛室白車身有限元的質(zhì)量、慣性矩、剛度分布與實(shí)際結(jié)構(gòu)基本一致，仿真模型可以應(yīng)用于下一步的計算。

1.2聲-固耦合系統(tǒng)的建立

在白車身有限元模型的基礎(chǔ)上，對左右側(cè)車門以及前后側(cè)玻璃窗進(jìn)行有限元建模。

其次，建立駕駛室內(nèi)聲腔模型。聲學(xué)單元尺寸應(yīng)滿足每個波長里至少包含六個單元的原則。車內(nèi)聲腔是由車身結(jié)構(gòu)包圍的空腔，且形狀復(fù)雜，因此用四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，聲腔模型如圖1所示。

采用Virtual Lab軟件進(jìn)行駕駛室內(nèi)聲場計算，在內(nèi)聲腔有限元模型外側(cè)建立包絡(luò)面網(wǎng)格，通過包絡(luò)面建立起駕駛室結(jié)構(gòu)與內(nèi)聲腔之間的耦合關(guān)系，計算時駕駛室結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)振動加速度通過包絡(luò)面映射到內(nèi)聲腔外層節(jié)點(diǎn)上。

圖1　駕駛室內(nèi)聲腔有限元模型

最后，采用阻抗管法測得各內(nèi)飾部件的聲阻抗的參數(shù)，在包絡(luò)面上添加聲阻抗以模擬駕駛室內(nèi)飾板的吸聲作用，聲阻抗的參數(shù)由試驗(yàn)測試結(jié)果確定。同時，考慮到要在駕駛室懸置點(diǎn)處施加加速度頻譜激勵，約束四個懸置點(diǎn)處X、Y、Z三個方向的平動自由度。駕駛室聲固耦合有限元模型如圖2所示。

圖2　駕駛室聲固耦合有限元模型

1.3駕駛室激勵載荷

車身板件在外載荷的激勵下產(chǎn)生振動并向車內(nèi)輻射噪聲。由于該駕駛室是非承載式車身，路面及發(fā)動機(jī)振動激勵通過四個懸置點(diǎn)傳遞到駕駛室，通過試驗(yàn)測試駕駛室四個懸置處的三向加速度信號。

對駕駛室的激勵載荷一般采用施加力載荷的方式，但在試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理的過程中，采用傳遞路徑的方法將采集的加速度響應(yīng)換算成力載荷的過程往往存在誤差，本文直接采用測得加速度響應(yīng)作為駕駛室激勵載荷，以盡量減少誤差。

為驗(yàn)證駕駛室多工況聲學(xué)模型的準(zhǔn)確性，采用車輛定置工況發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速和發(fā)動機(jī)怠速兩種工況下駕駛室四個懸置點(diǎn)的加速度響應(yīng)作為激勵載荷。

試驗(yàn)測試所得司機(jī)右耳旁聲壓頻響函數(shù)結(jié)果顯示，在低頻段聲壓峰值集中在20 Hz～150 Hz頻段，該頻段兩種工況下駕駛室右后懸置點(diǎn)加速度響應(yīng)如圖3、圖4所示。

1.4駕駛室內(nèi)聲場聲壓計算

將試驗(yàn)測得的駕駛室定置工況額定轉(zhuǎn)速下四個懸置點(diǎn)處加速度數(shù)據(jù)作為該工況仿真輸入，分別施加到四個懸置點(diǎn)上。

其次，考慮到模態(tài)補(bǔ)償，對駕駛室仿真模型進(jìn)行0～300 Hz的模態(tài)計算。在此基礎(chǔ)上，對駕駛室進(jìn)行基于模態(tài)的聲-固耦合室內(nèi)聲壓響應(yīng)計算。設(shè)

圖3　額定轉(zhuǎn)速下駕駛室右后懸置加速度

圖4　怠速下駕駛室右后懸置加速度

定求解頻率分辨率1 Hz，計算20 Hz～150 Hz頻段的司機(jī)右耳旁計權(quán)聲壓，計算結(jié)果如圖5所示。

圖5　額定轉(zhuǎn)速下場點(diǎn)聲壓仿真與試驗(yàn)對比

對于怠速工況，與額定轉(zhuǎn)速工況類似，計算得到的駕駛室內(nèi)聲場聲壓。司機(jī)右耳旁聲壓如圖6所示。

由圖6得出，定置額定轉(zhuǎn)速工況下，在20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)，仿真計算出的司機(jī)右耳旁聲壓值顯示出較明顯的峰值。對比試驗(yàn)與仿真結(jié)果，仿真值在該頻段各個峰值頻率點(diǎn)與試驗(yàn)結(jié)果有較好的相關(guān)性。經(jīng)過計算得出，該工況在20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)試驗(yàn)測量的司機(jī)右耳旁聲壓總值是62.7 dB(A)，仿真計算結(jié)果是61.2 dB(A)，說明仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有較好的一致性。

圖6　怠速工況下場點(diǎn)聲壓仿真與試驗(yàn)對比

對比怠速工況下，20 Hz～150 Hz頻段試驗(yàn)與仿真的司機(jī)右耳旁聲壓結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，仿真結(jié)果各峰值頻率點(diǎn)與試驗(yàn)值同樣具有較高的相關(guān)性。在該頻段內(nèi)，試驗(yàn)得到的司機(jī)右耳旁聲壓總值是53.1 dB (A)，仿真聲壓總值54.2 dB(A)。

經(jīng)過額定轉(zhuǎn)速工況和怠速工況駕駛室內(nèi)聲場聲壓仿真與試驗(yàn)對比可以得出，仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果具有很好的一致性，說明該車輛駕駛室內(nèi)噪聲模塊具有較高的可靠性，可以用于進(jìn)一步的聲學(xué)仿真優(yōu)化中。

2　面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析

在建立駕駛室內(nèi)噪聲模塊的基礎(chǔ)上，對噪聲值較大的發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速工況分析駕駛室各側(cè)板件對司機(jī)右耳旁聲壓的貢獻(xiàn)量。

將駕駛室內(nèi)聲腔包絡(luò)面網(wǎng)格劃分成頂板、后上板、后下板、左側(cè)板、右側(cè)板和底板六個板塊，如圖7所示。

圖7　各側(cè)板塊網(wǎng)格劃分

分析各側(cè)板塊對司機(jī)右耳旁聲壓的貢獻(xiàn)量，即計算各側(cè)板塊引起的聲壓級，與總的聲壓級進(jìn)行對比分析。在軟件中，計算得到各側(cè)板塊在20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)對司機(jī)右耳旁聲壓貢獻(xiàn)量的color map圖，如圖8所示，該頻段內(nèi)聲壓最大峰值在92 Hz處，該頻率點(diǎn)駕駛室各側(cè)板塊貢獻(xiàn)量柱狀圖如圖9所示。

由駕駛室各側(cè)板塊對司機(jī)右耳旁的聲壓貢獻(xiàn)量結(jié)果可以得出，在92 Hz頻率點(diǎn)處底板和后下板貢獻(xiàn)量較大。并且在20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)，底板和后下板對司機(jī)右耳旁聲壓均表現(xiàn)出較大的貢獻(xiàn)量。由此得出定置額定轉(zhuǎn)速下，底板和后下板是激發(fā)司機(jī)右耳旁聲壓級的主要板塊。

圖8　各側(cè)板塊貢獻(xiàn)量color map圖

圖9　92 Hz處面板聲壓貢獻(xiàn)量柱狀圖

3　低頻段降噪處理

在駕駛室板塊貢獻(xiàn)量分析的基礎(chǔ)上，擬采用在貢獻(xiàn)量較大的板塊添加自由阻尼層的方式降低駕駛室內(nèi)聲場聲壓級，驗(yàn)證降噪效果。

在駕駛室結(jié)構(gòu)模型上劃分出添加自由阻尼層的區(qū)域，如圖10所示，對該區(qū)域賦予多層材料屬性用以模擬駕駛室添加阻尼的效果，阻尼屬性參數(shù)如表2所示。

圖10　底板和后下板的自由阻尼層

表2　材料參數(shù)

對添加阻尼后的駕駛室低頻聲學(xué)模型四個懸置點(diǎn)處施加定置額定轉(zhuǎn)速下試驗(yàn)測得的加速度數(shù)據(jù)，計算駕駛室內(nèi)聲場聲壓級。計算得出的駕駛室添加阻尼后的司機(jī)右耳旁聲壓級結(jié)果，見圖11。

由上圖結(jié)果可以看出，添加自由阻尼層后的司機(jī)右耳旁計權(quán)聲壓級在大多數(shù)峰值處均有所降低。經(jīng)過計算，添加阻尼層后，在20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)司機(jī)右耳旁總聲壓級為58.2 dB(A)，較添加阻尼層前的總聲壓級為61.2 dB(A)，降低了3 dB(A)。

圖11　添加阻尼層前后聲壓級的對比

4結(jié)　語

(1)建立駕駛室內(nèi)聲場低頻聲學(xué)有限元模型，通過在定置額定轉(zhuǎn)速工況和定置怠速工況司機(jī)右耳旁聲壓級仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比，驗(yàn)證了該駕駛室聲學(xué)仿真模型的可靠性；

(2)對定置額定轉(zhuǎn)速工況進(jìn)行低頻段駕駛室板塊貢獻(xiàn)量分析，得出底板和后下板對司機(jī)右耳旁聲壓級的貢獻(xiàn)量較大；

(3)在聲壓級貢獻(xiàn)量較大的底板和后下板添加自由阻尼層后，20 Hz～150 Hz頻段內(nèi)司機(jī)右耳旁總聲壓級降低了3 dB（A），降噪效果明顯。

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作者介紹：王歡(1988-)，男，安徽蚌埠人，助理工程師，工學(xué)碩士，主要研究方向?yàn)檐囕v振動噪聲控制、熱管理研究。

E-mail:360389663@qq.com

中圖分類號:TB533+.2

文獻(xiàn)標(biāo)識碼:A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.019

文章編號：1006-1355(2016)01-0088-04

收稿日期：2015-01-09

Interior Noise Simulation and Low-frequency Noise Reduction of a Vehicle’s Cab

WANGHuan,LIU Han-guang,LIUJie,XIA Guang-liang

(Jiangsu Xuzhou Construction Machinery Research Institute,Xuzhou 221004,Jiangsu China)

Abstract:A body-in-white(BIW)finite element model of a vehicle’s cab was established and its structural modals were computed and analyzed.The finite element model was modified through the comparison of the result with the test result with their deviation of the first eight order natural frequencies between them controlled within 3%.Then,the soundstructure coupled finite element model was built.The sound pressures inside the cab excited by structural vibration under two test conditions were calculated.It was found that the calculation results and test results were in good agreement. Therefore,the correctness and effectiveness of the model and the method were verified.Finally,the contribution of the wall panels of the cab to the sound pressure in the low-frequency range was analyzed.And the free damping layer was applied to the panels to reduce the noise in the cab.Results of computation show that the noise was effectively reduced.

Key words:acoustics;cab;noise module;acoustic-structure coupling