基于整車試驗(yàn)的低頻聲固耦合有限元模型修正

藺朝莉，彭 勇，陳志軍，甘守武，呂向飛

(1 重慶電子工程職業(yè)學(xué)院，重慶 400054；2 重慶長安汽車股份有限公司，重慶 400102；3 重慶大學(xué) 機(jī)械傳動國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044)

NVH特性是車輛乘坐舒適性的一個重要評價指標(biāo)[1-2]，越來越受到各大汽車企業(yè)的重視。車內(nèi)噪聲直接影響著汽車的乘坐舒適性，并成為人們衡量汽車品質(zhì)的一個關(guān)鍵指標(biāo)[3]。汽車行駛時，發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)、傳動系扭轉(zhuǎn)振動、路面激勵以及氣流的激勵等因素都會引起車內(nèi)噪聲[4]。車內(nèi)噪聲會影響駕駛員和乘客的乘坐舒適性，甚至引起疲勞，影響行駛安全。因此，研究車內(nèi)噪聲有十分重要的意義。

車身一般是由沖壓后的鋼板經(jīng)過焊接后組成的，是非理想剛體。這些板件在外界的激勵下會產(chǎn)生振動。車身內(nèi)部的封閉空間形成了聲腔，空氣作為彈性體在聲腔里受到車身板件振動的激勵會發(fā)生受迫振動，而聲腔內(nèi)空氣的振動又會反作用于車身板件，使其振動。這種結(jié)構(gòu)和空氣的相互作用產(chǎn)生了聲固耦合現(xiàn)象[5]。通常，在低頻范圍內(nèi)的耦合作用很明顯，這種低頻的耦合模態(tài)在接近其模態(tài)頻率的激勵下會使車身內(nèi)部的某些區(qū)域聲壓明顯升高，產(chǎn)生強(qiáng)烈的噪聲響應(yīng)[6]。

目前，車內(nèi)噪聲的仿真研究方法主要有以下3種：統(tǒng)計(jì)能量法、有限元法、邊界元法[7]。其中統(tǒng)計(jì)能量法適用于中、高頻段由空氣傳播的振動噪聲。邊界元法主要是應(yīng)用于聲場的外部問題或有復(fù)雜邊界條件的內(nèi)部聲場問題。而車內(nèi)的低頻聲固耦合噪聲(20～200 Hz)主要由固體傳播，可以通過基于波動聲學(xué)[8-9]的有限元方法進(jìn)行分析研究。

本文以某轎車為研究對象，在白車身有限元模型的基礎(chǔ)上，考慮了結(jié)構(gòu)阻尼與內(nèi)飾材料聲學(xué)阻抗的影響，建立了修正的聲固耦合有限元模型，對車內(nèi)低頻噪聲進(jìn)行了預(yù)測。通過與實(shí)測整車試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對比，驗(yàn)證了修正后的聲固耦合有限元模型的準(zhǔn)確性。本文的研究可以為整車NVH的正向設(shè)計(jì)以及整車振動噪聲的預(yù)測和聲學(xué)性能的改進(jìn)提供參考。

1 白車身有限元模型

本文以某國產(chǎn)轎車為研究對象。將前期繪制的該車白車身及車架模型導(dǎo)入到Hypermesh中進(jìn)行幾何清理、網(wǎng)格劃分等前處理。在網(wǎng)格劃分的過程中需進(jìn)行一些必要的簡化：忽略一些尺寸較小的孔、臺階、倒角和質(zhì)量較小的非承載、非焊接部件。由于車身的絕大部分部件屬于薄壁件，因此主要采用殼網(wǎng)格對白車身進(jìn)行網(wǎng)格劃分，焊點(diǎn)由彈性梁單元模擬。劃分網(wǎng)格后，該白車身模型包含755 796個四邊形單元，9 978個三角形單元，332個六面體單元，20 471個梁單元，其中有模擬焊點(diǎn)的彈性梁單元5 627個，滿足三角單元不超過模型總單元數(shù)5%的要求。確定單元質(zhì)量滿足計(jì)算精度的要求后，正確設(shè)置材料屬性，由于篇幅限制，不予詳述。同理進(jìn)行車架的建模，白車身的有限元模型如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型

將繪制好的前車門及后車門的有限元模型添加到車身有限元模型中。車門與車身連接部分用轉(zhuǎn)動副模擬實(shí)際連接狀態(tài)，門鎖與車身為剛性連接以模擬實(shí)際的車門關(guān)閉狀態(tài)。在該模型上進(jìn)一步添加玻璃的有限元網(wǎng)格并附以材料屬性，玻璃也采用殼網(wǎng)格。最終形成的整車結(jié)構(gòu)的有限元模型，如圖2所示。在整車模型基礎(chǔ)上，根據(jù)座椅模型尺寸及在相應(yīng)位置建立座椅的有限元模型。

2 聲腔有限元模型

劃分聲腔網(wǎng)格單元長度為100 mm，這樣在滿足每個分析的聲波波長范圍內(nèi)至少包含了6個聲學(xué)單元，同時使聲腔網(wǎng)格的形狀與車身表面形狀更好地吻合，且限制了聲腔的單元數(shù)量，降低了計(jì)算負(fù)擔(dān)。

圖2 整車有限元模型

為了保證較高的空腔網(wǎng)格質(zhì)量及聲固耦合度，聲腔網(wǎng)格采用Hypermesh中的Acoustic Cavity Mesh模塊提取劃分，聲腔劃分區(qū)域?yàn)檐嚿砼c座椅之間所包含的部分，生成四面體和六面體的混合網(wǎng)格，共生成20 698個體網(wǎng)格。聲腔劃分區(qū)域?yàn)檐嚿砼c座椅之間所包含的空間部分，生成四面體和六面體的混合網(wǎng)格?？諝獾膶傩詾椋后w積模量為1.42×105Pa，密度為1.21 kg/m3，聲速為340 m/s。

3 聲固耦合修正有限元模型

將整車、座椅及聲腔導(dǎo)入到Virtual.Lab中，在內(nèi)飾材料對應(yīng)的聲腔模型的表面生成面網(wǎng)格來模擬內(nèi)飾。利用阻抗管測得內(nèi)飾材料(包括地板，座椅及頂棚、側(cè)圍的內(nèi)飾材料)的聲阻及聲抗，并給內(nèi)飾材料及座椅附以通過試驗(yàn)測得的吸聲材料聲學(xué)阻抗，以建立完整的聲學(xué)模型。

由于模型復(fù)雜，所以聲腔與車身單元節(jié)點(diǎn)不重合。下面列舉了幾個耦合模態(tài)的頻率和振型,如圖3所示。

4 車內(nèi)低頻噪聲的預(yù)測

利用建立的聲固耦合有限元模型，采用Virtual.Lab進(jìn)行頻率響應(yīng)分析計(jì)算。由于人耳的聽覺范圍是20～20 000 Hz，且低頻聲固耦合噪聲主要集中在200 Hz以內(nèi)，取兩者交集，有限元仿真的主要分析頻率在20～200 Hz區(qū)間內(nèi)[10-12]。為了減少計(jì)算時間，本文采用模態(tài)法計(jì)算，車身模態(tài)計(jì)算的截止頻率為頻率響應(yīng)計(jì)算截止頻率的1.5倍，且需起始頻率為0 Hz，即模態(tài)計(jì)算的頻率范圍為：0～300 Hz。

圖3 聲固耦合模態(tài)

依據(jù)實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T12534.1990及GB/T 18697—2002進(jìn)行整車試驗(yàn)，以獲取振動噪聲響應(yīng)值并間接獲取激勵信號。以汽車50 km/h勻速行駛工況為例：所建立的聲固耦合系統(tǒng)主要承受的激勵來自動力總成懸置被動端激勵點(diǎn)的激勵、傳動軸懸置被動端激勵點(diǎn)的激勵、排氣懸吊被動端激勵點(diǎn)的激勵以及前后懸架被動端激勵點(diǎn)的激勵。

本文采用傳遞路徑分析中應(yīng)用到的載荷識別方法——廣義逆矩陣法對該車進(jìn)行載荷識別。廣義逆矩陣法的數(shù)學(xué)表達(dá)式為：

(1)

其中：[Fn(ω)]為載荷矩陣；[Hstr(ω)]為結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)矩陣，通過錘擊法獲得，傳遞函數(shù)矩陣右上角符號“+”代表廣義逆矩陣；[Pstr(ω)]為響應(yīng)矩陣。

在進(jìn)行載荷識別的過程中，為了防止方程組的病態(tài)情況發(fā)生，通常需要響應(yīng)點(diǎn)數(shù)目不少于傳遞路徑數(shù)目的2倍。這就要求除了目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)以外，在車上布置額外的參考點(diǎn)，且參考點(diǎn)數(shù)量至少為所研究傳遞路徑數(shù)量的2倍。

由式(1)可知，進(jìn)行載荷識別時，主要分兩步：首先，獲取激勵點(diǎn)到目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)及參考點(diǎn)的傳遞函數(shù)；其次，獲取各個目標(biāo)響應(yīng)點(diǎn)及參考點(diǎn)的工況數(shù)據(jù)。即可通過式(1)求出載荷。

首先，通過錘擊法獲得各條傳遞路徑的傳遞函數(shù)。將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)通過廣義逆矩陣的方法識別得到載荷，并在Virtual.Lab中將該載荷為激勵加載到發(fā)動機(jī)懸置、傳動軸支撐被動端、排氣懸吊支撐被動端以及兩側(cè)前、后懸架被動端的相應(yīng)位置。由于聲固耦合主要是車身與聲腔耦合，所以主要驗(yàn)證車身參考點(diǎn)的加速度與駕駛員耳旁噪聲。噪聲響應(yīng)點(diǎn)的場點(diǎn)位置設(shè)置在駕駛員耳旁，以獲取駕駛員的耳旁噪聲的響應(yīng)值，并同時測定車身板件位置的振動。處理得到的噪聲的頻譜如圖4所示。

圖4 車內(nèi)低頻噪聲頻譜圖仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比

對比頻率響應(yīng)的計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測定的結(jié)果可以看出：加速度的仿真計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)測試值吻合良好，且低頻段在33、52、103、155 Hz處存在明顯的峰值。

5 結(jié)論

本文在整車振動噪聲試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，建立了修正的有限元模型，以50 km/h勻速行駛工況為例，進(jìn)行了整車低頻噪聲的預(yù)測，得到以下結(jié)論：

1)以白車身有限元建模為基礎(chǔ)，考慮到整車結(jié)構(gòu)阻尼與內(nèi)飾材料聲學(xué)阻抗的影響，建立了轎車低頻噪聲的聲固耦合修正有限元模型。與試驗(yàn)對比，50 km/h勻速行駛工況下的駕駛員耳旁噪聲頻響仿真與試驗(yàn)的頻譜基本吻合，主要峰值對應(yīng)較好，說明該聲固耦合模型能有效地預(yù)測車內(nèi)低頻噪聲。

2)根據(jù)已建立的聲固耦合模型，通過面板貢獻(xiàn)度計(jì)算確定在低頻段3個主要峰值點(diǎn)31、53、105 Hz處，結(jié)合耦合模態(tài)進(jìn)行分析，為后續(xù)車身板件的優(yōu)化和改進(jìn)奠定了基礎(chǔ)。

本文采用的低頻聲固耦合建模方法可以應(yīng)用于車內(nèi)低頻噪聲的預(yù)測和改進(jìn)，為提高整車的NVH性能提供有效的仿真工具。