基于面板貢獻量控制車內噪聲

摘要:針對某SRV車，建立了白車身有限元模型和聲學邊界元模型。對聲固耦合和非耦合時駕駛員右耳的聲壓頻率響應特性進行分析，結合模態分析找出關注頻率。在這些頻率下進行面板貢獻量分析，找出了主要的正負貢獻面板。對白車身進行速度頻率響應分析，找出振動腹部的節點；運用加權系數法，建立與節點速度和場點聲壓有密切關系的目標函數。在此基礎上，提出一種通過優化板件厚度降低結構振動速度，間接控制車內噪聲的方法。

關鍵詞：間接邊界元法；聲固耦合；面板貢獻量；優化

中圖分類號：U463.82 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2011）05-0027-06

In-car Noise Control Based on Panel Contribution Analysis

ZHANG Xue-qiu，GONG Bing，CHEN Jian

（Institute of Sound and Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract:To a certain vehicle，FE model of the BIW（body-in-white）and BE model of acoustic cavity are built. The focused frequencies are found by calculating coupled and uncoupled sound field frequency response combined modal analysis.The mainly positive or negative contribution panels are found by analyzing panel contribution at those focused frequencies.The nodes of the belly of vibrating are found by velocity frequency response analysis of the BIW，then the target function which connected with the nodes velocity and field point pressure is established by using weight coefficient method. On this basis，a method is put forward that is reducing vibration by optimizing panel thickness for the sake of controlling in-car noise indirectly.

Key words: indirect BEM；acoustic-structural coupling；panel contribution analysis；optimization

車內噪聲是由發動機、傳動系統、輪胎、液壓系統及結構振動引起的。無論傳遞路徑如何，乘坐室內部噪聲主要是通過車身板件與車內空腔相互耦合振動激發的［1］。車身板件的不同區域對乘坐室內部空間任意位置聲壓的貢獻是不同的，因此進行面板貢獻量分析對降低車內噪聲具有指導意義［2］。

另外，殼類結構振動噪聲問題的理論和數值方法已經相對成熟［3］。近年來，以噪聲控制為目的的結構振動聲學靈敏度分析、聲學優化已經成為研究的熱點［4-6］，并且嘗試用矩形板結構計算場點聲壓對板件厚度的靈敏度以達到優化的目的［7］。然而這種直接計算聲學靈敏度的方法需要計算所有節點對板件厚度的靈敏度，當節點較多時，就需要很長的計算時間甚至無法計算。

本文對某SRV車進行面板貢獻量分析，通過計算代表點法向速度對厚度的靈敏度，優化板件的厚度降低車內噪聲。

1 模型的建立及聲學頻率響應分析

1.1 模型的建立及模態分析

1.1.1 結構模態的建立及分析

本文所分析的SRV車的車身是由鈑金件構成，這些鈑金件有一定的厚度，而且能抵抗拉壓力和彎曲扭轉載荷。因此選擇能充分描述這些零件特征的板殼單元來模擬。點焊使用ACM2模型模擬，螺栓等連接使用RBE2來模擬。在HyperMesh中建立了白車身模型，如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型

用4根橡皮繩把白車身懸掛在專用吊架上，整個懸掛系統的固有頻率小于2 Hz。采用單點激勵多點響應的試驗方案，對白車身進行模態測試。用力錘錘擊剛度較大的車頭位置以產生激勵信號，采用BK公司的加速度傳感器拾取響應信號。利用LMS公司的Test.Lab軟件對數據進行處理和分析。

其中前4階白車身計算模態和試驗模態的固有頻率如表1所示，計算模態和試驗模態的整體模態振型如圖2所示。

表1 白車身計算模態和試驗模態結果對比

（a）Z向一階扭轉模態振型對比圖

（b）Z向一階彎曲模態振型對比圖

圖2 模態振型對比圖

對于計算模態和試驗模態結果比較，在固有頻率值方面，如果兩者的誤差在10%以內，則一般可以接受。由表1可知，計算模態和試驗模態的固有頻率誤差的絕對值最大為6.04%，振型和節線的位置一致，可見所建立的白車身有限元模型有較高的精度，可以作為后續分析的模型。

1.1.2 聲模態的建立及分析

根據每個聲波波長至少含有6個聲學單元，結合本文的計算頻率（20~200 Hz），取單元長度為50~100 mm，考慮座椅和儀表盤所占空間對聲場的影響，建立同時考慮座椅和儀表盤所占空間的聲學網格模型。圖3為聲學邊界元模型。

圖3 聲學邊界元模型

與結構系統類似，聲腔也具有固有頻率和模態振型的特性，只不過結構系統的模態振型是以位移分布為特征的，而聲學模態是以聲壓分布為特征。車內聲學模態分析將對后續分析提供非常有價值的指導意義，能清楚地指出哪些頻率下可能激起了聲振耦合。表2給出了聲模態分析的結果。

表2 聲模態計算

1.2 聲固耦合與非耦合時聲壓特性對比

在發動機左右懸置上各施加一個Z向單位載荷，頻率范圍為20~200 Hz，步長為3 Hz，在座椅上定義阻抗來模擬吸聲屬性，在LMS.virtual.lab聲學模塊中運用間接邊界元法分別計算出聲固耦合與非耦合時駕駛員右耳聲壓頻率響應，如圖4所示。

圖4 聲固耦合與非耦合時駕駛員右耳聲壓對比曲線

從圖4可以看出對于非耦合時，駕駛員右耳聲壓在59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、143 Hz、161 Hz和194 Hz出現較高的聲壓峰值。聲固耦合與非耦合時聲壓級區別較大的頻率為110 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz和197 Hz，且非耦合時的聲壓級比耦合時還要大，這是由于聲振耦合時壁板吸收了部分聲音的能量的結果。另外，這些聲壓級相差異的頻率正好和第二階（109.67 Hz）、第四階（137.60 Hz）、第五階（143.62 Hz）、第六階（160.13 Hz）、第十階（198.92 Hz）聲模態頻率吻合，同時與第57階（109.55 Hz）、第86階（138.07 Hz）、第95階（143.55 Hz）、第119階（161.00 Hz）、第173階（197.74 Hz）結構模態吻合。充分證明了聲固耦合作用對場點聲壓有非常大的影響，因此應該加以考慮。

綜合考慮峰值頻率和聲固耦合與非耦合時聲壓級相差異的頻率，得出本文需要關注的頻率為59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz，后文將對這些頻率進行面板貢獻量分析和車內噪聲的控制。

2 面板貢獻量分析

轎車乘坐室噪聲是由組成乘坐室所有板件的振動引起的，車身不同板件對乘坐室內場點聲壓的貢獻是不同的。在過去的研究中，一般認為在邊界上振動大的部位是引起車內噪聲的主要噪聲源，這樣就忽略了振動相位所造成的影響。因此本文先進行面板貢獻量分析，為后續控制車內噪聲提供指導。

取vns為表面法向速度的列向量，p為某場點的聲壓，得到頻率的關系式：

p（）=ATVT（）vns（）（1）

式中：ATV（Acoustic Transfer Vector）是聲傳遞向量，物理意義為單元或節點在特定頻率下的單位速度在場點上引起的聲壓值。ATV與下列參數有關：結構的幾何形狀；結構的表面處理；場點的位置；計算頻率；聲介質的物理參數［8］。

面板對場點的聲壓貢獻pc可由面板所包含的n個有限單元對場點聲壓貢獻之和求得，即表示為：

pc=ATVTeVe（2）

式中：e為單元編號；ATVe為面板所包含單元的聲傳遞向量矩陣；Ve為單元e的法向振速向量。

對面板聲貢獻量進行歸一化處理可得面板聲學貢獻系數Dc：

Dc=Re（3）

式中，p為場點聲壓；p*為其共軛復數；Re為取其實部。

從上文的分析可以看出，要計算面板貢獻量必須先計算節點的法向速度和聲傳遞向量。

2.1 白車身結構頻率響應分析

頻率響應能夠計算結構在穩態振動激勵下的節點或單元的速度。通過頻率響應分析，可以很直觀地了解到在所關注的頻率下哪些部位是振動的腹部區域，同時頻率響應分析的結果還可以作為面板貢獻量分析的邊界條件。根據法向速度云圖選取各關注頻率下振動腹部區域的節點作為板塊的振動速度代表節點，如表3所示。

在后文中將通過降低這些節點的振動速度間接達到控制車內噪聲的目的。為了充分說明所選的節點具有代表性，優化這些點的速度峰值能達到降低車內噪聲的效果，在這里給出了這些節點的速度幅值頻率響應曲線，如圖5、圖6所示。

從圖7中可以看出ID=370 423、44 468、83 793的節點在98 Hz出現較高的峰值；從圖8可以看出，所選節點在59 Hz、98 Hz、122 Hz、146 Hz和197 Hz出現較高的聲壓峰值，這和所選的關注頻率一致。

2.2 面板貢獻量結果分析

把結構節點速度導入LMS.Virtual.lab聲學模塊中，并把其映射到邊界元模型上，結合ATV，并把邊界元模型劃分成如下幾個板件，如圖7所示，計算出面板貢獻度系數，如圖8所示。圖8為59 Hz和98 Hz面板貢獻系數圖，表4為關注頻率下，對場點聲壓的主要正、負貢獻面板。

3 修改結構優化車內噪聲

3.1 優化的可行性

在正貢獻面板上附加阻尼控制車內低頻噪聲效果并不明顯，而且由于車輛輕量化的要求對附加阻尼引入的質量必須嚴格加以控制［9］。筆者結合面板貢獻量分析，提出了一種通過降低邊界振動速度優化車內噪聲的方法。

下面將分析這種方法的可行性，由于ATV與板件的厚度無關，（1）式兩邊對厚度x求偏導數得：

=ATVT（）（4）

式中： p（）/x是場點聲壓對板件厚度的靈敏度；vns（）/x是法向速度對板件厚度的靈敏度。

由（4）式可知，只要結合ATV就可以通過計算法向速度對厚度的靈敏度近似計算出場點聲壓對厚度靈敏度，從而可以通過優化板件的厚度來降低車內噪聲。

3.2 三要素的確定

為了達到這個目的，對目標函數作如下考慮：①取峰值聲壓頻率作為速度優化的頻率；②結合面板貢獻量和法向速度振動云圖，選取振動最大的節點法向速度的幅值的均方根來代表整個板件的速度；③同一個節點，不同頻率法向速度的振幅不一樣，取其中一個振幅為1個單位，其它振幅與其相除，得到的系數作為這個節點速度的加權系數；④對其它的節點，以第一個節點中1個單位的振幅為參考，得到所有的節點不同頻率下的加權系數；⑤取邊界上的法向速度為1個單位計算出面板貢獻度系數，作為不同面板、不同頻率下的加權系數（消除面板貢獻度系數中法向速度的影響）。

綜合以上考慮，目標函數可以表達為：

f（x）=bnkamk（5）

式中：bnk為第n塊板在第k個關注頻率下的加權系數；amk為第m點在第k個關注頻率下加權系數；xmkr為第m點在第k個關注頻率下的法向速度實部；xmki為第m點在第k個關注頻率下的法向速度虛部。

根據以上方法并結合計算速度響應時找出的振動腹部區域的節點，以X方向近似防火墻的法向方向，以Z方向近似前后地板和頂棚的法向。對應表5、表6列出了各加權系數的值，表5為bnk的值，表6為ank的值。

從表5可以看出各面板的加權系數有正有負，目標函數降低時相當于減小正貢獻面板上節點的振動速度和增加負貢獻面板上節點的振動速度，即增加負貢獻面板的振動和減小正貢獻面板的振動都可以達到降低車內噪聲的目的。

原白車身總質量為344.8 kg，取質量的變化不超過20 kg，則全局約束條件的表達式為：

324.8≤g（X）≤364.8（6）

把那些對整體剛度和局部剛度有較大影響的零件的厚度作為設計變量。考慮到結構的強度，取厚度的下限值為0.8 mm；考慮到沖壓工藝的要求，取上限值為2.0 mm。將編寫好的.bdf文件導入nastran進行計算，經過10次迭代后優化收斂，目標函數由-3.67 mm/s下降到-6.42 mm/s，如圖9所示。從.f06文件中查看最后一步設計變量的值，結合廠家提供板件尺寸，最后確定板件的厚度如表7所示。優化后白車身的質量為331.7 kg，較優化前減輕了13.1 kg，符合輕量化設計的要求。

圖9 目標函數數值的變化歷程

表7 設計變量的參數

根據優化后的模型重新計算駕駛員右耳的聲壓，對優化前后聲壓進行對比，如圖10所示。從圖中可以看出所有的關注頻率下的聲壓都有一定程度地降低，其中59 Hz、98 Hz、122 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz均降低4 dB以上，有些頻率聲壓略有升高但均不處于峰值頻率處，因此達到了降低車內聲壓的目的。

圖10 優化前后駕駛員右耳的聲壓值

4 結論

本文計算了聲固耦合與非耦合時駕駛員右耳的聲壓頻率響應，找出59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz為關注頻率；在這些頻率下計算了各面板對場點的貢獻量，找出了主要的正負貢獻面板；在此基礎上提出一種通過優化結構振動速度間接控制車內噪聲的方法，在白車身質量降低了13.1 kg的同時有效地控制了各關注頻率下的聲壓。

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