移動裝備的振動和聲學特性分析

孔 達，焦映厚，陳照波，王世超，包 洋，尚元江

(1.黑龍江大學 水電學院，哈爾濱 150080;2.哈爾濱工業大學 機電工程學院，哈爾濱 150001)

客車乘員室是由薄壁件組成的典型彈性空腔結構，當受到外界激勵時這些薄壁件極易產生振動并會在激勵頻率范圍內呈現多個共振峰值。薄壁件在振動的同時會不斷地向車內輻射噪聲，成為車內噪聲的主要來源，而此時不合理的車身設計就會導致乘員室的聲學共鳴，并產生低頻“轟鳴”噪音。要想了解車內的聲場特性，首先就要對車身結構的振動特性和車室腔體的聲學特性進行分析。本文以車身的有限元模型為基礎，對車身進行振動和聲學特性分析。

1 車身結構模態分析

模態分析的目的是通過獲取的模態參數，為結構動力特性的優化設計提供參照。同時也可以作為其它動力學分析的起點，如結構的頻響分析等。在客車結構的仿真分析乃至實際生產中，通常研究的都是車身的骨架模態，它不但能較好的反應車身結構的剛度情況，而且容易操作，可準確方便的檢驗有限元模型的準確性。同時忽略玻璃蒙皮等對車身的扭轉和彎曲強度及剛度的影響，也會使設計結果偏于安全性。

計算時將有限元模型導入PATRAN中進行前處理，車身骨架結構采用主要是低碳鋼Q235。所生成結果如表1和圖1所示。

表1 車架有限元模態分析固有頻率Tab.1 Natural frequency of finite element model analysis for bus frame

圖1 車身主要模態圖Fig.1 Main modal of bus body

從表1中可以看出，客車骨架的前幾階模態頻率都分布在7 Hz以上。圖1(a)中振型為繞x軸的扭轉，大變形發生車頭和車尾頂部;圖1(b)中振型為沿y軸的彎曲，大變形發生在前部車頂;圖1(c)中振型為車頂結構沿x軸的二階彎曲變形，車頂變形顯著;圖1(d)中振型為繞x軸彎曲變形和繞z軸的彎曲變形最大應力發生在靠近車尾的頂部;未完全列舉的第5階模態振型為整車繞y軸變形，其中車頂后部變形顯著;第6階模態振型為繞z軸的彎曲變形，此時車棚處發生較大的一階彎曲變形;第7階模態振型為繞y軸的彎曲變形，車體中間部位的變形較為顯著;第8階模態振型為車身繞z軸的彎曲變形，大變形發生在車頂后部和車頭底部。從車身骨架的陣型可以看出，車身骨架總體結構符合要求，但是車身的棚頂骨架、側圍玻璃框架及底部局部結構位置剛度相對較弱，所以設計時可以參照具體要求，提高局部結構剛度。

客車在行駛過程中，主要的車身振動激勵源有路面、發動機及傳動軸等。其中，路面激勵由車身懸架傳至車身，當路況較好時傳遞到車身的路面激勵多在3 Hz以下，而車輪不平衡引起的激振頻率一般低于1 Hz，且此激勵分量較小;客車正常行駛時發動機引起的激振頻率通常是在35 Hz以上，且此激勵分量較大，是車身最主要的激勵源;傳動系統引起的激勵通常在33 Hz以上，但其分量較小。該車身骨架結構的前幾階模態分布在7 Hz以上，避開了路面激勵，符合車身框架模型設計的基本要求。

2 車室聲腔模態分析

客車車室是由薄壁結構組成的封閉腔體，其內部充滿空氣介質，和其它結構一樣這個腔體也擁有模態頻率和模態振型，即聲腔模態?？蛙囓噧鹊穆晫W品質通常表現為聲腔的共振頻率特征和聲壓分布特征，當聲波處在聲腔某一共鳴頻率處時，車內空腔就會產生聲學共鳴，使得車內噪聲迅速變大。車內聲腔在某一頻率處的“轟鳴”會嚴重影響乘坐的舒適性，而車室聲模態分析可以為避免這種共鳴噪聲提供設計參考[1－3]。

該客車聲腔的有限元模型由四面體單元組成，常溫下空氣的彈性模量為0.139 2 MPa，密度為1.29×10－12t/mm3。經計算得到的車內聲腔的固有頻率如表2所示。該研究針對的客車型號采用的是日野P11CUJ發動機，其為六缸發動機，額定轉速為2 100 r/min。由發動機的轉速與頻率關系式知其額定轉速下的發動機激勵頻率為105 Hz，對比前幾階的聲腔模態頻率值可知該車室相對比較容易產生共振，在設計中可根據聲腔模態適當的調整車身各系統的激振力頻率，避免產生空腔共鳴。

表2 聲腔模態分析表Tab.2 Modal analysis of sound chamber cavity

圖2 車身振動速度分布圖Fig.2 Vibration velocity distribution of bus body

3 車身結構頻率響應分析

路面不平度激勵和發動機激勵是汽車運行時的主要激勵，其分別通過車身懸架和發動機懸架傳遞至車身，由于路面傳遞至車身的激勵頻率較低，故忽略其影響將發動機激勵作為產生車內噪聲的主要激勵源。發動機產生的激勵頻率從幾赫茲到數千赫茲范圍較寬，但車身壁板振動輻射的聲功率主要集中在20～200 Hz的頻率范圍內，因此進行頻響分析時，重點關注20～200 Hz頻率范圍內的車身頻率響應特性。在車輛怠速工況下進行實驗測試，并將提取的發動機Y向激勵轉換成頻域激勵。分析時選取發動機與車體的連接處為載荷的加載點，在Virtual.Lab利用模態疊加法求解。采用模態法計算頻響分析時為了保證計算精度，至少要保留1.5～2倍的最高外載頻率范圍內的所有模態，所以此處計算了300 Hz以內的所有模態由于模型過大模態分析時，按頻率對其進行了分塊計算。如右圖2所示為車身的振動速度分布圖。

4 客車車內聲場分析

車內的聲場分布和聲壓值是判斷車內噪聲特性的直接指標，下面在頻響分析結果的基礎上對車室聲場特性進行分析。

從有限元法和邊界元法的計算結果來看二者幾乎一致，但是有限元法需要更多的計算內存。此外有限元法計算的都是體單元節點處的聲壓，而邊界元法計算的場點網格都是面單元，或是直接設置求解聲壓點元法計算的都是體單元節點處的聲壓，而邊界元法計算坐標，所以采用邊界元法，可以獲取車內任意區域的聲壓變化圖。

將車身頻響分析時計算的車身振動速度文件導入Virtual.Lab中計算車內聲場分布情況如圖3所示，車內測點處的聲壓曲線如圖4所示。

從圖3可知在90 Hz時車腔中部的聲壓值較高，在112 Hz時車腔中部及后部的聲壓值較高，而在116 Hz時車腔內各部分的聲壓值都較高。參考之前建立的場點有限元模型，分別在各場點球面上選擇靠近左耳處的節點作為輸出參考點。由圖4可以看出來車身在116 Hz時產生最大聲壓值，明顯超出了國標中規定的86 db(乘客區)和78 db(駕駛區)，同時在112 Hz時也會產生一個比較高的聲壓值。由發動機額定頻率工作下的激勵頻率(105 Hz)知當客車正常行駛時是可以避開圖中最高的聲壓峰值，但是當發動機激勵高于這個轉速時就很可能會引起車腔共振。故需要通過改變車身結構或敷設阻尼材料等辦法對車身進行處理，以削弱峰值處的聲壓。

5 客車車身薄壁結構聲學貢獻度分析

5.1 車身薄壁結構阻尼分布處理方法

圖3 車內聲場分布圖Fig.3 Distribution of sound field in bus

圖4 車內四個測點的聲壓響應曲線Fig.4 Response curve of sound pressure in bus four point

車身的減振降噪工程應用中常用的阻尼分布處理方法有兩種，分別是基于模態應變能分布的阻尼處理和基于板塊貢獻量的阻尼處理[4－6]?；谀B應變能分布的阻尼處理，主要參照的是板件本身的振動特性，該方法是通過抑制薄壁結構在各種激勵下的振動水平來降低車內聲場的普遍噪聲水平，能在較寬的頻率范圍內抑制由薄壁結構振動引起的車內噪聲?；谀B應變能的阻尼處理方法工作量相對較小，常被用于處理結構阻尼的總體布置情況?；诎鍓K貢獻度的阻尼處理方式慮及的是薄壁結構在某個激勵下的振動響應，及特定頻率下不同位置板塊的振動特性對車內聲場的影響，其在處理車身在某特定工況和頻率下的峰值問題具有巨大的優越性，而車內聲場的峰值問題對提高高級乘用車平順性至關重要，因此基于板塊貢獻度的車身減振降噪研究已成為汽車低噪聲設計的重要環節和有效手段。

5.2 車身聲學特性的影響因素分析

客車車身的薄壁件在受到外部激勵后，振動輻射的噪聲穿過車腔空氣后又會在下一個壁板上被反射，而車內封閉空間中的空氣又制約著車身壁板的振動，所以車內噪聲的形成需要一個耦合過程，其影響因素主要有外界激勵、結構模態參與因子、聲腔模態參與因子和板塊的聲學貢獻量[7]。對于實際的車體外界激勵是很難改變的，所以要想提高車身的聲學特性就要從以上三個參與因子著手。結構模態參與因子是指車身的結構模態對腔體聲壓的貢獻特性;而聲腔的模態參與因子則是指聲腔的模態車身腔體聲壓的貢獻特性，對于形狀尺寸確定的車身，聲腔的模態特性通常是很難更改的;板塊貢獻量是指一定頻率下，組成車身腔體的不同部位的薄壁板對車腔聲壓的貢獻量大小，即板塊貢限量計算可知一定頻率下組成車身腔體的不同部位的薄壁板對車腔聲壓的貢獻情況。

對整個車身結構的NVH特性優化是一個非常困難的工作，車身的結構修改雖能降低某一特定頻率段的聲壓幅值，但這樣不僅工藝復雜還可能會在其它頻率段產生新的聲壓峰值，相比之下對關鍵位置薄壁板的設計優化則能獲得更加理想的效果。

在不考慮阻尼影響的情況下，可得車內耦合系統方程:

式中:Ms、Ks分別為車身結構的質量矩陣和剛度矩陣;Mf、Kf分別為車腔聲學的質量矩陣和剛度矩陣;Mfs、Kfs分別為車身耦合系統的質量矩陣和剛度矩陣;

當結構系統受到外力作用時，即可推導出結構的振動和聲壓傳遞函數，同時引入結構阻尼c，則有:

式中:Ui為結構點處的振動位移;Pq為車內選定點聲壓;m為結構偶和質量;k為結構耦合剛度。

如將車身薄壁結構劃分成k個單元，則板件j振動引起的車內q點的聲壓可表示為:

式(4)中(Pq)j為第j塊板件對于q點的聲壓貢獻。車內q點的聲壓可以看成是車身各板塊對于該點的聲壓貢獻之和，即:

聲壓值是由相位和幅值組成的，而相位的存在就使得板塊的聲學貢獻量有了正負之分。在一定頻率下，某一板塊的正的聲學貢獻會增加車內噪聲同時也意味該板塊的振動幅值可以降低，而負的聲學貢獻則會降低車內噪聲。若只是簡單的對車身薄壁結構進行阻尼處理，對于某一頻率下車內的特定聲壓峰值不但不會減低還可能會有所增大。

5.3 車身板塊貢獻度計算

在Virtual.lab中進行壁板的聲學貢獻量分析，可以尋找到特定一頻率下敏感的車身板塊，進而為車身的減振降噪設計提供參考。

由于車身不同部位在某一頻率下對車內聲壓是有所區別的故在研究過程中將車身腔體板塊劃分為:玻璃前、中、后及車頭部玻璃;車頂前、中、后;地板前、中、后;側壁前、中、后及車前擋風玻璃車后玻璃等幾個部分。車身結構分塊示意圖如下圖5所示。

圖5 車身結構分塊示意圖Fig.5 Sketch map of bus body block structure

由計算得到的駕駛員和乘客耳旁的聲壓響應曲線可知在116 Hz時車內聲壓會產生較為顯著的峰值，故在進行板塊貢獻量分析時著重關注這個頻率位置。

圖6為116 Hz下車身各板塊對四個關注點的聲學貢獻的矢量圖。

圖6 116 Hz時車內板塊貢獻度幅值－相位圖Fig.6 Amplitude phase curve of plate comtribution in bus 116 Hz

綜上可以看出不同頻率下不同的板塊貢獻量有很大的差別，且其對車內聲場的貢獻有正有負。所以在對車身進行敷設阻尼處理時，可根據不同頻率下的板塊貢獻量對車內聲壓的影響做選擇性的車身阻尼敷設。綜合上述車身板塊貢獻度的幅值相位貢獻圖可都得到如表3。

表3 116 Hz時貢獻為負的板塊Tab.3 Plate of negative contribution in 116 Hz

從上表3中歸結在處理車身壁板時主要考慮以下板塊:① 車頂前、后部;② 地板頭、前、后部;③ 側圍前、后部;④ 玻璃前、中部。即針對上述計算分析結果的車身處理方式有:① 適當加厚擋風玻璃和車尾玻璃以及中部和前部的厚度或是在玻璃表面粘貼阻尼薄膜，適當提高玻璃安裝框架的剛度;② 在地板上鋪設阻尼材料，或選用結構剛度更好的復合地板;③ 對車頭部、前部及后部的的薄壁板敷設阻尼材料;④ 對棚頂頭部、前部及后部的薄壁板敷設阻尼材料。

6 結論

(1)完成了車身的模態、頻響分析和車腔的模態分析，獲取了車身及車腔的低階模態頻率。

(2)采用Virtual.Lab軟件的Acoustic Noise模塊對實際工況下的車內噪聲進行預測，得到了對應工況激勵下的車內噪聲峰值及其對應頻率位置，分析了車室內噪聲的參與因子及其影響。

(3)通過對車身板塊的噪聲貢獻度分析，獲得了車內聲壓峰值對應的“噪聲源”，確定了最佳的阻尼敷設位置及對車身結構的修改建議。

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