摘要：根據汽車白車身結構有限元模型建立車身聲固耦合模型。基于聲學模態分析理論，進而求解聲腔模態。通過實車怠速噪聲和車身懸置激勵力測試車內響應點的聲壓值，進一步驗證聲固耦合模型。通過峰值頻率下的板塊單元貢獻量和模態應變能優化分析，汽車車內低頻噪聲降低，有利于提升汽車的NVH性能。

　　關鍵詞：聲學模態分析;聲固耦合;模態應變能;板塊單元貢獻

　　隨著人們對汽車要求的升級，動力性、經濟性、操控性、安全性等已經只能作為汽車消費的基本條件。汽車NVH性能(噪聲、振動、舒適性)逐漸成為消費者越來越重視的指標。汽車駕駛室的振動噪聲直接影響乘員舒適性。汽車室內噪聲主要來自低頻噪聲、發動機、底盤以及路面等噪聲源對車身薄板件的結構振動輻射。本文基于車室聲腔模態分析理論，建立實車聲腔模型，并對實車進行聲腔模態分析，通過優化駕駛室結構，對板件輻射噪聲大的區域進行阻尼涂貼以有效降低低頻噪聲。

　　1車室聲腔模態分析理論

　　將車身結構與汽車室內聲腔耦合，隨著車身薄板件振動，產生的輻射噪聲引起汽車室內各個響應點的聲壓變化。汽車室內的聲壓變化也引起車身薄板件的振動。因此聲固耦合模型能夠更加準確地描述汽車室內的聲場特性。

　　2聲固耦合模型的建立

　　2.1整車有限元模型

　　建立白車身有限元模型，采用Hypermesh前處理軟件進行結構單元劃分，對于車身板件采用2D殼單元，以四邊形單元為主，少量三角形CTRIA3單元過渡。網格尺寸根據白車身結構特點定位10mm。建模過程對尺寸較小的小孔、圓角等進行適度簡化，并制定網格單元的質量標準如翹曲度、雅克比、傾斜角度、四邊形最大最小角度、三角形最大最小角度等。對于連接件，用ACM焊點單元模擬點焊，用RBE2剛性單元模擬螺栓，用實體單元模擬膠貼。最后完成的白車身模型包含殼單元506156個，節點518024個，三角形單元22668個，占比4.5%。以白車身為基礎，在白車身模型對應位置裝配風擋玻璃、前后車門、后背門、車窗、翼子板等有限元模型，成為封閉模型。

　　2.2聲腔網格劃分與模型耦合

　　在整車有限元模型基礎上，提取整車模型與聲腔交界處的接觸面，并且封閉車身模型所有的孔隙形成封閉的空腔。儀表板以及座椅由于體積較大所占據的空間對噪聲響應至關重要。在生成室內聲腔網格時將座椅作為內部空腔。忽略吸聲材料的區域，假定聲腔表面為剛性壁。

　　頂棚、座椅是主要的吸聲區域，設置阻抗邊界條件830+j3030和971+j8798[2],實部代表聲阻，虛部代表聲抗。劃分聲腔網格時，聲學單元尺寸選取60mm，劃分后網格單元總數93286個，節點總數75168個，室內聲腔模型劃分后，將其邊界上的節點與車身結構進行耦合連接，從而振動相互傳遞。耦合系統的聲壓分布主要由振動邊界條件決定，忽略聲腔系統的空氣介質對結構模態影響。

　　3聲腔模態分析

　　當前后車門、車窗封閉時，駕駛室為封閉的空腔，在一定聲學模態頻率下，聲波在空腔傳播，入射波與空腔邊界反射的反射波矢量疊加，在不同位置產生不同的聲壓分布，這就形成聲學模態振型[3]。聲學模態振型的縱坐標是聲壓分布，單位N/m2，而結構系統的振型的縱坐標是位移，單位mm。

　　當結構系統振動產生的頻率與聲腔產生的模態頻率接近時，聲腔容易產生共鳴，噪聲放大。聲壓節線的位置位于車身B柱后部，接近后排座椅，對后排乘員的噪聲影響較大;縱向二階振型中，聲壓節線位于兩排座椅之間，這對室內噪聲控制較為有利。

　　4聲固模型試驗與整車聲振特性分析

　　4.1實車怠速噪聲測試及車身懸置點激勵力測試

　　針對怠速工況下噪聲大、低頻轟鳴聲明顯的車內噪聲問題，對怠速工況下車內噪聲進行頻譜測試，在0Hz～200Hz范圍內，根據《汽車勻速行駛車內噪聲測量方法》測試并記錄。

　　噪聲峰值主要分布在4個頻率即25Hz、53Hz、75Hz、110Hz附近。為進一步驗證車內噪聲是由于發動機、底盤等對車身薄板件振動輻射引起的噪聲，對車身懸置點進行激勵力測試，采集怠速工況下10個車身懸置點的加速度信號。試驗分析測試系統采用東華DH5920測試系統，傳感器布置在車身連接處。兩個試驗的聲級計都布置在駕駛員右耳和后排乘客中間位置處。

　　根據發動機的激振頻率f=N.n/30Z(其中N為發動機缸數，n為發動機轉速，Z為沖程數)，怠速n=770r/min左右，得到f=25.67Hz。對車身10個懸置點進行不同激勵力測試，得到聲壓峰值主要分布在25.60Hz～26.2Hz、51.8Hz～53.1Hz、149.2Hz～152.4Hz附近，與怠速噪聲測試聲壓幅值相對應。

　　4.2車身結構-聲腔頻響分析

　　4.2.1聲固模型的驗證

　　通過聲固模型數值模擬計算與車身懸置點激勵測試試驗，對兩測點位置的聲壓值進行對比。在21Hz～158Hz范圍，仿真模型精度較高，且趨勢近似一致。因此聲固模型在試驗中得到驗證。當然數值模擬計算與試驗的聲壓值存在一定誤差，主要原因是仿真計算只考慮懸置激勵力引起的車內噪聲，簡化了實車測試中除了受發動機怠速噪聲、進排氣噪聲以及其他設備的噪聲等的影響;另外有限元計算本身也有一定的計算誤差。

　　4.2.2車身聲學靈敏度

　　車身聲學靈敏度是指在車身連接處施加單位激勵力，響應點的噪聲級[4]。聲學靈敏度分析的目的是為了找出聲壓峰值所對應的頻率，避免在該頻率處共振。在聲腔模態分析的基礎上，將車身懸置點加速度設置為聲腔的邊界條件，計算車內的聲學響應，從而得到前后駕駛員右耳和后排乘客中間位置的聲學靈敏度曲線。主要在53Hz、95Hz、140Hz等3個低頻附近，聲壓達到峰值(忽略高頻160Hz等產生的高分貝聲壓)。

　　4.3整車聲振特性分析

　　在53Hz附近聲壓達到峰值并且激勵加速度振幅較大。所以車內聲學靈敏度在53Hz的峰值與激振頻率發生耦合，引起共振，使得噪聲增大，因而需要對該頻率下的結構進行優化。同樣，在140Hz附近，聲學靈敏度達到峰值，激振振幅也較高，雖然怠速未出現峰值，但是汽車高速行駛中也易引起共振。因此要對53Hz以及140Hz頻率下結構噪聲進行優化。

　　5汽車低頻噪聲優化與分析

　　5.1板件單元貢獻量分析

　　在車內聲腔模型中，將響應看作微小變量振動，簡化聲學方程，在車身薄板件表面法線振動速度vn與車內聲壓S之間建立起線性關系。對聲固耦合模型車身懸置點激勵輸入20Hz～200Hz的單位激勵，利用lmsvirtuallab計算各板件的單位面積聲學貢獻量[5-6]，大部分板塊對聲壓響應點的正負貢獻值是一致的，不同頻率峰值處貢獻值有較大差異。53Hz處，單位面積貢獻較大的板塊是后地板、防火墻、頂棚、前地板。而后背門、后圍板以及擋風玻璃的負貢獻較大。

　　140Hz處，正貢獻較大的是后地板、前地板、后圍板、車門，負貢獻較大的是中地板、頂棚。抑制正貢獻的板塊振動速度可以降低對應峰值頻率處的聲壓值。由前述4.4可知，模態以及板塊貢獻分析的目標是為了降低53Hz以及140Hz處的聲壓峰值點的幅值。因此，在53Hz頻率處需要抑制地板、防火墻以及頂棚的振速所產生的聲壓峰值，在140Hz頻率處需要抑制地板、車門的振速所產生的聲壓峰值。所以，需要對地板、車門、防火墻做相應的涂貼阻尼優化。

　　6結論

　　①基于聲腔模態分析，通過實車怠速以及車身懸置點激勵力測試驗證了聲固耦合模型的正確性。②通過峰值頻率共振分析，對峰值頻率53Hz、140Hz處的板塊進行貢獻量分析。③通過模態應變能阻尼位置優化前后地板、車門、防火墻等，結果顯示在53Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低8.31dB，后排乘客中間位置聲壓值降低5.36dB。在140Hz處駕駛員右耳聲壓峰值降低4.21dB，后排乘客中間位置聲壓值降低3.56dB，降噪效果顯著，較好地提升汽車的NVH性能。

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　　作者：張杰1，桑建兵2，胡經緯1，羅明軍3