基于HyperMesh的乘用車駕駛室NVH性能分析

程楷博 鐘兵 吳芷紅

摘要：為測定某乘用車駕駛室噪聲、振動、聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能，采用有限元軟件ANSA建立車輛內(nèi)飾車身模型，HyperMesh建立駕駛室聲腔模型，并采用HyperMesh將車身模型與聲腔模型耦合連接，進行聲腔模態(tài)分析和噪聲傳遞函數(shù)分析。聲腔模態(tài)分析結(jié)果表明：駕駛室聲腔模型各階次聲壓分布基本處于對稱狀態(tài)，符合車內(nèi)聲壓分布規(guī)律，聲腔模態(tài)結(jié)構合理。噪聲傳遞函數(shù)分析結(jié)果表明：在不同方向、不同位置的激勵作用下，駕駛員右耳處最大聲壓級為55.60 dB，未超出57 dB的限值規(guī)定;后排乘客右耳處最大聲壓級為56.25 dB，未超出58 dB的限值規(guī)定，車輛駕駛室滿足NVH性能要求。

關鍵詞：乘用車駕駛室；聲腔模態(tài)分析；噪聲傳遞函數(shù)；標準聲壓級

中圖分類號：U461.4文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）02-0053-06

引用格式：程楷博，鐘兵，吳芷紅.基于HyperMesh的乘用車駕駛室NVH性能分析［J］.內(nèi)燃機與動力裝置，2024，41（2）：53-58.

CHENG Kaibo，ZHONG Bing，WU Zhihong. Analysis of NVH performance for a passenger car cab based on HyperMesh［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：53-58.

0 引言

隨著我國經(jīng)濟快速發(fā)展，消費水平不斷提高，人們對汽車性能的要求越來越高，與汽車噪聲、振動、聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能相關的售后問題愈加增多^[1]。提高車輛NVH性能成為汽車整體設計的目標之一，汽車前期NVH性能與整體開發(fā)的匹配越來越重要，將聲學有限元與結(jié)構有限元結(jié)合，可對系統(tǒng)進行聲學響應仿真計算，該方法廣泛應用于車輛NVH性能分析。

近年來，眾多學者針對車輛NVH性能開展研究。馬天飛等^[2]將車身結(jié)構與內(nèi)飾聲腔模型進行聲固耦合分析，發(fā)現(xiàn)車內(nèi)聲學響應與聲固耦合模型存在密切聯(lián)系，為研究車輛NVH性能提供了新的研究方向。郝耀東^[3]對內(nèi)飾車身（trimmed body，TB）進行模態(tài)分析，通過模態(tài)貢獻量確定車身敏感板件，優(yōu)化車輛NVH性能。張明等^[4]分析車輛噪聲振動源，確定NVH性能目標，通過調(diào)整吸聲結(jié)構，優(yōu)化內(nèi)飾車身NVH性能。陸森林等^[5]通過對連接點剛度和聲學貢獻量進行分析，提出優(yōu)化方案，降低車內(nèi)噪聲。張義民等^[6]、張志飛等^[7]建立聲學傳遞函數(shù)，通過靈敏度分析及模態(tài)貢獻量分析確定車身敏感板件，并對敏感板件加工處理，優(yōu)化了整車NVH性能。目前大部分研究主要對車身敏感板件進行NVH研究，未全面考慮車輛NVH性能影響因素。

本文中以某乘用車駕駛室為研究對象，對駕駛室內(nèi)的座椅與空氣進行聲腔建模及聲學模態(tài)分析，結(jié)合HyperMesh軟件建立對應的噪聲傳遞函數(shù)，仿真分析車輛NVH性能，該方法效率高且成本較低，可廣泛應用于車輛NVH性能開發(fā)。

1 TB有限元模型

1.1 車身網(wǎng)格劃分

使用ANSA軟件對內(nèi)飾車身進行網(wǎng)格劃分，將車身CATIA模型導入ANSA軟件，檢查整體質(zhì)量，確保網(wǎng)格順利劃分，同時使用Batch命令對抽取的多個零件中面進行劃分，ANSA軟件可自動清理細小幾何特征，網(wǎng)格劃分完畢后，TB有限元模型2D網(wǎng)格數(shù)為1 620 046，節(jié)點數(shù)為1 656 964；三角形網(wǎng)格數(shù)為73 678，三角形網(wǎng)格數(shù)占整體網(wǎng)格數(shù)的4.5%；3D網(wǎng)格數(shù)為516 441，節(jié)點數(shù)為802 412。TB有限元模型如圖1所示。

1.2 網(wǎng)格質(zhì)量檢查

TB有限元模型外部板件劃分尺寸為8 mm×8 mm，內(nèi)部板件劃分尺寸為6 mm×6 mm，網(wǎng)格質(zhì)量要求縱橫比小于等于5，扭曲度小于等于40，翹曲度小于等于15，雅可比大于等于0.6，網(wǎng)格最小高度不低于2.1 mm，四邊形最大角為135°、最小角為45°，三角形最大角為120°，最小角為20°。檢查劃分后的網(wǎng)格尺寸及網(wǎng)格質(zhì)量滿足計算要求。

1.3 建立連接

有限元模型仿真過程中，賦予車身各板件實際厚度，各板件之間不需要緊密接觸，通過螺栓連接、焊點連接、粘膠連接等方式將車身模型結(jié)合成一個整體^[8-9]。焊點連接是通過ACM單元將兩層RBE3柔性連接單元與一層實體六面體網(wǎng)格進行模擬連接；螺栓連接是使用bolt模塊在板件螺栓孔中生成一個主節(jié)點與數(shù)個副節(jié)點，在2個螺栓孔之間使用Beam單元或RBE2剛性單元進行模擬連接；粘膠連接是通過Area模塊下的由多個六面體實體網(wǎng)格以及一圈RBE3柔性連接單元組成的Adhesives單元進行模擬連接。焊點、螺栓及粘膠的連接形式如圖2所示。

1.4 材料參數(shù)

采用HyperMesh建立Material卡片模擬汽車材料，為保證模型仿真計算的準確性，本文中建立的材料參數(shù)卡片為MAT1各向同性材料，內(nèi)飾車身材料參數(shù)如表1所示。

2 聲腔模型

2.1 聲腔模型的建立

采用HyperMesh軟件建立聲腔網(wǎng)格模型并進行模態(tài)分析。TB聲腔為有邊界的聲場，在網(wǎng)格劃分之前，封閉模型內(nèi)部，形成閉合空腔模型^[10]。若外部板件出現(xiàn)縫隙，應及時修補；排除車輛轉(zhuǎn)向、制動及梁柱等較大板件的影響，

保留閉合車身結(jié)構以及座椅網(wǎng)格，保證聲腔網(wǎng)格的準確性。若忽略座椅影響，會導致模態(tài)頻率偏高，影響后續(xù)分析結(jié)果^[11]。根據(jù)聲腔建模規(guī)則，每段聲波波長內(nèi)至少應有6個網(wǎng)格^[12]，選擇聲腔網(wǎng)格尺寸為50 mm×50 mm，使用Acoustic Cavity Mesh命令創(chuàng)建聲腔外表面網(wǎng)格，導入座椅模型，使用tetramesh命令將座椅二維網(wǎng)格轉(zhuǎn)化為體網(wǎng)格，并對座椅外表面與聲腔內(nèi)表面進行填充，建立座椅與聲腔耦合一體的正四面體網(wǎng)格模型，該模型網(wǎng)格數(shù)為591 363，節(jié)點數(shù)為110 136，聲腔網(wǎng)格模型如圖3所示。

建立聲腔網(wǎng)格模型后，選擇MAT10各向異性材料卡片，聲腔網(wǎng)格與座椅網(wǎng)格的屬性同為PFLUID，空氣密度為1.2 kg/m³，座椅密度為12 kg/m³，聲速為340 m/s。

2.2 聲腔模態(tài)分析

使用EIGRL卡片提取聲腔網(wǎng)格模型的前20階模態(tài)頻率，采用流體模態(tài)分析法對聲腔網(wǎng)格模型進行模態(tài)分析，若汽車各階聲壓振型分布不合理，影響車輛行駛平順性^[13]。將聲腔網(wǎng)格文件導入到OptiStruct求解器，忽略空腔內(nèi)部不規(guī)則板件對聲腔模態(tài)的影響，由于第1階聲腔模態(tài)為一致聲壓模態(tài)，固有頻率無限接近于0，不予分析，聲腔網(wǎng)格模型第2～7階模態(tài)振型如圖4所示，駕駛室聲腔模態(tài)分析結(jié)果如表2所示。

由圖4和表2可知：第2階聲腔模態(tài)固有頻率為54.9 Hz，整體振型沿車身呈現(xiàn)縱向分布，即聲波在空氣中縱向傳遞，車身前部聲壓最小，聲波從前部到車尾的傳遞過程中聲壓逐漸增大，車尾處聲壓最大；第3階聲腔模態(tài)固有頻率為98.8 Hz，整體振型為縱向分布，車身B柱附近聲壓最大，聲壓由B柱開始向兩端逐漸減小，前部及車尾處聲壓最?。坏?階聲腔模態(tài)固有頻率為117.4 Hz，整體振型為橫向分布，車身右側(cè)聲壓最大，聲波在空氣中橫向傳遞，從左到右依次增大，車身左側(cè)聲壓最??；第5階聲腔模態(tài)固有頻率為140.1 Hz，整體振型為一階縱向與一階橫向交錯分布，車尾左側(cè)聲壓最大，車尾右側(cè)處聲壓最?。?/p>

第6階聲腔模態(tài)固有頻率為153.6 Hz，整體振型為縱向分布，前部聲壓最小，前側(cè)頂棚處聲壓最大；第7階聲腔模態(tài)固有頻率為159.2 Hz，整體振型為一階橫向振型與二階縱向振型交錯分布，兩處交錯點分別位于駕駛員處以及頂蓋與后板交接處，車尾左側(cè)處聲壓最小，車尾右側(cè)處聲壓最大。

3 噪聲傳遞函數(shù)分析

3.1 噪聲傳遞函數(shù)

噪聲傳遞函數(shù)（noise transfer function，NTF）指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間對應的函數(shù)關系，可評價車身結(jié)構響應振動的靈敏度^[14-15]。

將聲腔模型導入TB模型，使用HyperMesh中的ACMDOL控制卡片將2個模型耦合連接，將連接后的聲固耦合模型導入OptiStruct求解器，結(jié)合模態(tài)頻響法計算NTF，使用HyperGraph后處理軟件，將聲壓轉(zhuǎn)化為聲壓級（以A計權）^[16]。為保證計算精度，模態(tài)提取頻率一般是模態(tài)求解頻率的1.5倍左右^[17]，駕駛室頻響求解范圍為20～200 Hz，提取模態(tài)頻率為0～300 Hz。

3.2 NTF曲線分析

本文中左前減震彈簧處（A點）與右前減震彈簧處（B點）為激勵點，前排駕駛員右耳處（C點）、后排右側(cè)乘客右耳處（D點）為響應點，在A、B 2激勵點處分別施加x、y、z 3個方向上的單位力，采集響應點在不同激勵點作用下的聲壓級，采樣步長為1 Hz，TB聲固耦合模型激勵點、響應點位置如圖5、6所示。

根據(jù)行業(yè)規(guī)范要求，不同車型聲壓級要求不同^[18]。參考相關車型及企業(yè)規(guī)定，本車型聲壓級不得超過60 dB。但由于第2階聲腔模態(tài)與第5階聲腔模態(tài)最大聲壓出現(xiàn)在駕駛員與乘客附近，本文中規(guī)定前排響應點C最大聲壓級不大于57 dB；后排響應點D最大聲壓級不大于58 dB。不同激勵下，不同響應點對應的聲壓級曲線如圖7所示;不同激勵點下各響應點最大聲壓級及對應的頻率如表3所示。

由圖7和表3可知：在不同激勵點、不同方向的激勵作用下，各響應點最大聲壓級均未超過聲壓級限值規(guī)定，車輛駕駛室內(nèi)部NVH性能良好。

4 結(jié)論

為分析某乘用車駕駛室NVH性能，采用NTF性能分析方法，獲得駕駛室聲腔各階模態(tài)及不同激勵下駕駛員右耳與后排乘客右耳處的NTF曲線，準確判斷車輛NVH性能。

1）通過聲腔模態(tài)分析確定駕駛室各階聲腔模態(tài)振型級對應頻率，駕駛室各階聲腔模態(tài)下聲壓分布均勻，車身聲腔網(wǎng)格模型結(jié)構合理。

2）在左前減震彈簧、右前減震彈簧x、y、z 3個方向的單位激勵作用下，通過NTF曲線分析駕駛員右耳處最大聲壓級為55.60 dB，后排乘客右耳處最大聲壓級為56.25 dB，均未超過所設目標聲壓級，乘用車駕駛室NVH性能滿足要求。

3）有限元模型與聲腔模型結(jié)合，可用于分析車輛NVH性能。

參考文獻：

[1]付吉云.基于聲固耦合模型的輕型客車車內(nèi)低頻噪聲分析與控制[D].長春：吉林大學，2016.

[2]馬天飛，林逸，張建偉.轎車車室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)分析[J].機械工程學報，2005（7）：225-230.

[3]郝耀東.基于懸架系統(tǒng)的汽車NVH性能研究[D].長沙：湖南大學，2014.

[4]張明，馮策，劉偉，等.汽車內(nèi)飾NVH性能分析及研究[J].汽車實用技術，2019（19）：138-143.

[5]陸森林，任櫛翔.基于噪聲傳遞函數(shù)的車內(nèi)噪聲分析與優(yōu)化[J].重慶交通大學學報（自然科學版），2017，36（8）：110-114.

[6]張義民，劉巧伶.基于傳遞率的多維振動傳遞路徑的貢獻量排序[J].機械設計與制造，2020（9）：14-16.

[7]張志飛，尹奇彪，陳釗，等.基于傳遞路徑分析的車身阻尼材料拓撲優(yōu)化[J].噪聲與振動控制，2022，42（2）：167-172.

[8]肖斌.某SUV車身NVH性能仿真及多目標優(yōu)化研究[D].天津：天津科技大學，2023.

[9]潘慶龍，吳芷紅.某電動商用汽車駕駛室NVH性能分析[J].內(nèi)燃機與動力裝置，2024，41（1）：99-104.

[10]馬倩昀，馮國勝，賈素梅，等.基于HyperMesh的電動汽車NVH聲腔模態(tài)分析[J].汽車工程師，2021（10）：29-33.

[11]周岐坤.某皮卡車身結(jié)構NVH性能仿真分析與控制[D].鎮(zhèn)江：江蘇大學，2016.

[12]陳饒.某新型乘用車NVH性能分析及其優(yōu)化研究[D].重慶：重慶交通大學，2023.

[13]JUDHAJIT R，HARRY L E.Effect of cab suspension configuration and location on tractor semi-trailer driver comfort[J].SAE International Journal of Commercial Vehicles，2016，9（2）：405-416.

[14]魯顯睿.汽車NVH設計中振動與噪聲控制技術研究[J].汽車測試報告，2023（20）：25-27.

[15]陳守佳.某乘用車車身NVH性能分析與結(jié)構優(yōu)化[D].青島：青島理工大學，2022.

[16]王宏偉.基于HyperWorks的某BEV轎車車身結(jié)構改進及NVH性能提升[D].太原：中北大學，2021.

[17]刁碩.某挖掘機駕駛室結(jié)構性能仿真分析及優(yōu)化研究[D].天津：天津科技大學，2024.

[18]SEONGHYEON K，ERCAN M A.Activecontrol of road noise considering the vibro-acoustic transfer path of a passenger car[J].Applied Acoustics，2022，192（4）：108741.1-108741.12.

Analysis of NVH performance for a passenger car cab

based on HyperMesh

CHENG Kaibo，ZHONG Bing^*，WU Zhihong

School of Automotive Engineering，Shandong Jiaotong University， Jinan 250357，China

Abstract：To determine whether the noise vibration harshness（NVH） performance of a passenger vehicle cab meets the specified standards， ANSA in finite element software is used to build the car body model， HyperMesh is used to build the cab acoustic cavity model， and HyperMesh is used to couple the car body model and the acoustic cavity model. The cavity modal analysis and noise transfer function analysis are carried out. The results of acoustic cavity modal analysis show that the sound pressure distribution of each order of the cab model is basically symmetrical， which accords with the sound pressure distribution in the car and the structure of the acoustic cavity modal is reasonable. The results of the noise transfer function analysis show that under the excitation of different directions and positions，the maximum sound pressure level at the right ear of the driver is 55.60 dB，does not exceed the limit value of 57 dB， the maximum sound pressure level at the right ear of rear passenger is 56.25 dB，does not exceed the limit value of 58 dB， and the cab of the vehicle meets the performance requirements of NVH.

Keywords：passenger car cab; acoustic cavity modal analysis;noise transfer function; standard sound pressure level

（責任編輯：胡曉燕）