輕卡駕駛室聲固耦合系統動態特性分析

徐 浩，張代勝

（合肥工業大學 機械與汽車工程學院，合肥 230009）

NVH特性作為消費者體會最為直接和表面的汽車特性之一，在汽車的開發研究和實際生產中，扮演著極其重要的角色。研究車內噪聲情況，對企業來說有著較強的經濟利益，對消費者而言，人體的健康是重中之重［1］。

隨著計算機技術的迅速發展，使得產品在設計和試制階段，針對車內噪聲方面進行研究，并達到有效地控制噪聲的目的。將模態綜合技術和研究車內噪聲與振動耦合聯系起來，這在研究汽車噪聲技術方面是一種重要方法［2］。

1 聲固耦合理論

汽車駕駛室構成一個封閉的聲學空腔，將其離散化可以得到空腔的聲學有限元模型，其微分方程可以寫成［3］：

式中：mff、kff分別為聲學質量矩陣和聲學剛度矩陣，p為節聲壓矢量，F為單元表面傳給流體的廣義力矢量。如果考慮車身振動對車內空氣聲壓的影響，車內空腔聲學有限元方程可以寫成：

式中：r0為空氣密度，c0是聲波速度，S為車室的結構—聲學耦合矩陣，s為車身結構振動位移矢量。

這時的車身結構也會受到空氣振動的影響，作用力通過耦合矩陣S作用到車身結構上，車身結構有限元方程可以寫為：

式中：mss、kss分別為車身的質量矩陣和剛度矩陣，Fs為施加于車身上的外力矢量。

將車身結構和車室空腔看作一個相互作用的耦合系統，其有限元方程式可以寫為：

如果已知作用在車身結構上的外力Fs，通過式（4）就可以求出車室聲場內各節點處的聲壓。

2 有限元模型的建立

2.1 駕駛室簡化模型的建立

在模態相似原則基礎上建立的輕卡駕駛室有限元模型如圖1所示。

2.2 室內聲腔有限元模型的建立

運用有限元軟件Hyperworks針對流體CFD（Computationtal Fluid Dynamics，計算流體力學）仿真的前處理功能，對室內聲腔進行四面體網格劃分。在建立單元屬性時，建立PSOLID屬性卡片［4］，編輯其FCTN，將其改為PFLUID流體單元。聲腔材料屬性為MAT10卡片，定義空氣的體積模量和密度，所得的有限元模型如圖2。室內聲腔有限元模型中全為四面體單元，共記38 093個。

2.3 耦合系統有限元模型的建立

在整體駕駛室和室內聲腔有限元模型二者皆建立完畢之后，進行耦合模型的建立。圖3是將玻璃部件隱藏后所觀察到的耦合系統有限元模型圖。

表1給出了同樣振型下，在有限元模型修正后，模態計算與試驗頻率數據的對比。

表1 模態計算與試驗頻率數據對比

修正后模型的計算模態和實驗模態有一定的差距，誤差并不明顯，都在±5以內。說明此模型能夠很好的模擬駕駛室系統的聲學特性。

3 室內聲腔模態計算

在結構有限元模型和流體有限元模型的耦合模型中，考慮流體對結構的影響，耦合方程為：

式中：MA（ω）為附加質量矩陣，u是頻率的常數。當有阻尼或者是有吸能材料時，聲模態方程則是：

式中：C為阻尼矩陣，而此時的聲模態則是虛數模態。

分別對耦合系統和駕駛室所有的計算頻率進行研究，可以發現，耦合系統振型基本和駕駛室振型一樣，只是在計算頻率數值上有細微差別。除去剛體模態，在聲腔固有低頻模態頻率下，將結構及耦合系統同階固有頻率進行對比，見表2。

表2 模型計算頻率對比

從表中數據不難發現，耦合模型的模態頻率在低頻下，室內聲腔對駕駛室結構振動有一定的影響，并且隨著頻率的升高，聲腔固有頻率對結構的影響逐漸增大。耦合系統模態和結構模態呈現模態密集現象，在計算頻率段（1～200 Hz）沒有產生共振。圖4給出了耦合系統中結構和聲腔的振型對比，結果可以發現聲腔振型受結構振型影響較大［5］。

4 駕駛室聲固耦合系統動態響應分析

4.1 耦合系統頻率響應分析

對耦合系統進行頻率響應分析，研究室內聲腔的變化情況，首先就要確定發動機激勵力的大小，本文作為整體的振動對駕駛室的影響，發動機的這種振動主要是由不平衡力矩和慣性力矩或波動輸出扭矩所導致。本文中研究的輕型卡車，采用的是直列四缸四沖程汽油機，要研究的是由四缸四沖程發動機所引起的二次慣性力。傳統發動機二階往復慣性力動力學分析公式為：

式中：Pjц為二次往復慣性力，N；λ 為連桿比為曲柄角速度，rad/s；r為曲柄半徑，mm；mhz為活塞組件質量，kg；mA為雙質量系統代換連桿小頭質量，kg。

在進行頻響分析時，可以用之前進行過模態分析的有限元模型為基礎，設定載荷集，定義一個頻率變化范圍為23～93 Hz的場，建立載荷步，施加發動機振源的激勵力。

計算完畢之后，根據駕駛室內實際乘員的布置，選取駕駛員、副駕駛員、以及后排乘員（假定后排乘員平躺，頭部位于駕駛員身后）六個點，得到計算結果以及最大聲壓級對應的車室內聲壓分布圖，限于篇幅，選取左耳處的情形，見圖5～圖10。

通過以上6幅曲線圖以及最大聲壓級對應車室內聲壓分布圖的對比觀察，從曲線整體來看，在整個分析頻率段范圍內，單個駕乘人員的左右耳處噪聲的變化情況是一致的；對于不同的駕乘人員，噪聲的變化趨勢迥異，出現峰值的響應頻率也不同，聲壓分布也不相同。在噪聲數值方面，駕駛員處的聲音達到110分貝，副駕駛員和后排人員的也達到近100分貝。分貝是相對于某一參照標準的數值，由聲壓級的定義可以得知，對于以上6圖都出現的負噪聲值，說明此時的聲壓有效值與基準聲壓有效值之間比值的常用對數之值小于1，即聲壓有效值小于基準聲壓有效值。一般基準聲壓為1 kHz空氣所能產生的最低聲音的聲壓，也就是說，該處聲波振動頻率小于1 000 Hz，產生的聲壓小于基準聲壓。

發動機振源激勵產生的駕乘人員耳朵處噪聲值過大，其一，由于在計算時，運用模態法進行求解，忽略結構材料的阻尼特性。模態法在求解時，對建立的結構矩陣進行壓縮，這種壓縮是通過用忽略阻尼的實特征值分析來完成的。因此，噪聲在與結構互相作用的時候并沒有發生減弱或能量的損失。其二，駕駛室的結構模型與實際駕乘人員所處的環境也是有相當的差距，如內飾、多孔材料［6］對于噪聲的吸收和隔絕以及對結構的減振作用。

低頻情況下，耦合系統的振型受結構振動影響較大。由此可以推斷，發動機振源激勵頻率段的內部聲腔響應特性是由結構振動決定的，研究駕駛室結構響應階段主要振動的部件，為下一步駕駛室結構上的改進做相應的準備，從而達到改善聲學環境的效果。

在對耦合系統進行頻響分析時，觀察到結構響應最主要的幾個部件為頂棚、地板中部和前部、左右車門外壁板，如圖11所示。

4.2 頂棚

頂棚在發動機激振頻率響應分析中成為主要的響應部件之一，運動幅度相對較大，主要集中在頻率段初期。其面積較大，加強部件少（兩塊加強板），結構剛度不足。頂棚在頻響階段的運動是導致室內人員耳處噪聲過大原因之一。

在以往的研究中，已有學者對車室頂棚和汽車NVH特性之間的關系做過研究[7]，分析得出頂棚板件的厚度、材料以及加強筋的的位置都會對車室內的噪聲產生影響。

板件的厚度增加，有利于減少頂棚的振動，從而降低噪聲，但這不利于結構的輕量化；而在材料由鋼板更換車鋁合金板后，效果并不明顯，結構質量下降，有利于輕量化設計；當加強筋設置在頂棚振動峰值點時，對其振動特性有較好的改善，車內低頻噪聲也會明顯降低。

本論文所研究的駕駛室，更換頂棚的材料和厚度會帶來工藝上的不便，致使生產成本增加；從發動機激勵引起的噪聲方面來說，更換頂棚加強筋的位置，或者對頂棚的結構進行優化設計，提高其自身剛度，達到減振降噪的目的。

4.3 駕駛室地板中前部及左右車門外壁板

駕駛室地板振動主要是隨著頻率的升高，從地板中部過渡到地板前部。在整車系統中，駕駛室前部與車架通過翻轉機構固定連接在一起，翻轉機構的支撐臂以及扭桿都會對駕駛室前部地板的剛度起到一定增強。同樣在駕駛室內座椅等安裝之后，地板中部板件局部會得到一定程度的加強作用，對于駕駛室中前部地板，車架與其間空隙較小，且本身及其周圍結構復雜，改善起來難度較大，效果難以預測。

左右車門外壁板的振動主要集中在頂棚振動之后。與頂棚的情況類似，主要可以從車門內部的加強筋位置，以及外壁板與車門內部部件之間的連接關系可以進一步加強，減少振動，見圖12、圖13。

5 結論

（1）產生振動噪聲最主要的部件為頂棚、駕駛室地板中前部以及左右車門外壁板。

（2）結構、內飾的阻尼特性以及吸能材料的作用并沒有在計算過程中體現，導致計算結果與實際結果出現誤差。

［1］李洪亮，丁渭平，王務林.汽車噪聲控制技術的最新進展與發展趨勢［J］.汽車技術，2007，4:1-4.

［2］LAURENT G，MORAD K，ENERGY D.Field approach for low-and medium-frequency vibration oacoustic analysis of a car body using a probabilistic computational model[R].SAE，2009.

［3］馬天飛，林逸，張建偉.轎車車室聲固耦合系統的模態分析［J］.機械工程學報，2005，41(7)：225-230.

［4］NEFSKE D J，WOLF J A，HOWELL L J.Structural-acoustic finite element analysis of theautomobile passenger compartment ［J］.Journal of Sound and Vibration，1982，80(2)，247-266.

［5］王昊涵.車身聲振模態分析及其頂棚NVH特性改進［D］.西南交通大學，2008.

［6］惠巍，劉更，吳立言.轎車聲固耦合低頻噪聲的有限元分析［J］.汽車工程，2006，28(12):1070-1073.

［7］楊小衛，等.車輛駕駛室頂板振動的影響分析［J］.機械工程學報，2009，8.