重型商用車駕駛室的結構振動噪聲分析與預測*

張志勇，張義波，劉 鑫，謝小平

(1.長沙理工大學汽車與機械工程學院，長沙 410004；2.湖南大學，汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082)

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2015038

重型商用車駕駛室的結構振動噪聲分析與預測*

張志勇1, 2，張義波2，劉 鑫1，謝小平2

(1.長沙理工大學汽車與機械工程學院，長沙 410004；2.湖南大學，汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082)

針對重型商用車駕駛室結構振動和噪聲的控制問題，首先建立了駕駛室有限元模型，通過比較計算模態和實驗模態分析結果，驗證了有限元模型的精度；接著對重型商用車駕駛室的參考點進行振動頻響分析，確定各參考點加速度幅值，并與試驗結果對比；最后建立了重型商用車駕駛室的聲-固耦合模型，將試驗測試的振動加速度轉換為激勵力后作為模型的輸入激勵，基于間接邊界元法對駕駛室多場點進行噪聲預測，并通過試驗驗證了預測精度。建立的噪聲預測模型和分析結論，可為重型商用車駕駛室的結構噪聲源定位與控制提供基礎。

重型商用車；結構噪聲；聲-固耦合；噪聲預測

前言

汽車車內噪聲不但增加駕駛員和乘客的疲勞程度，而且影響汽車的行駛安全。因此，駕駛室聲學舒適性已成為汽車乘坐舒適性的重要評價指標之一，日益受到人們的重視[1]。

車內噪聲分為空氣噪聲和結構噪聲，其中結構噪聲是噪聲源或振動源引起駕駛室壁板振動而輻射的噪聲。結構噪聲以20～200Hz的中低頻噪聲為主。該頻段的噪聲給人的主觀感覺是“booming”聲，能造成車內乘員的強烈不適感。因此，如何降低駕駛室結構噪聲，成為汽車設計中的一項重要任務[2]。由于重型商用車工作環境復雜多變，路面條件惡劣，行駛過程中車身結構，尤其是駕駛室在各種振動源的激勵下會產生強烈振動和噪聲，嚴重影響駕駛員的乘坐舒適性，極易導致駕駛疲勞和身體不適，造成錯誤的判斷而引發事故。因此，降低重型商用車駕駛室的結構振動和噪聲具有重要意義[3]。而分析駕駛室結構振動和噪聲特性并對其進行準確預測，對于駕駛室結構噪聲控制至關重要[4]。

本文中在建立重型商用車駕駛室白車身有限元模型的基礎上，分別進行了計算模態和實驗模態分析，不僅獲得了駕駛室主要部件的動態特性，而且驗證了有限元模型的準確性；通過實車工況試驗，采集了駕駛室4個懸置點和座椅處的振動加速度，以及車內多個場點的聲壓值；在對振動加速度信號進行預處理后，通過采用結構求解器直接求解懸置節點的約束力，并作為駕駛室聲-固耦合模型的激勵力信號；基于間接邊界元法對駕駛室多場點噪聲進行預測，在驗證了預測精度后分析駕駛室結構噪聲的影響因素。

1 白車身有限元建模及其精度驗證

1.1 白車身有限元建模

以國內某重型商用車駕駛室為研究對象，利用UG軟件建立包含146個組件的駕駛室三維模型。在保持與原結構相同力學特性的前提下，為提高有限元建模效率和縮短分析計算時間，刪除了一些較小的讓位臺階、裝配工藝孔和過渡圓角等對結構力學性能影響較小的工藝結構，同時，省略了對變形和力學性能影響較小的非承載結構和非焊接小零件。

由于駕駛室主要是由鈑金件通過沖壓、焊接、鉚接等工藝組裝而成，它既可承受拉應力，又能承受彎曲與扭轉載荷。因此，建立駕駛室結構的有限元模型時，選用了符合這兩種特性的殼單元。它既能抵抗拉壓和彎曲變形，方便設置不同板件的厚度，又能準確離散零件的幾何外形。單元形態以四邊形單元為主，避免過多采用會引起局部剛性過大的三角形單元。駕駛室白車身有限元模型采用HyperMesh軟件以10mm的單元尺寸劃分網格，其中四邊形單元331 741個，而三角形單元13 604個，只占全部單元的3.9%。焊點采用剛性連接，共10 917個。設置材料密度為7.8g/cm3，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。駕駛室白車身有限元模型如圖1所示。

1.2 白車身計算模態和試驗模態分析

由于實際的駕駛室建模過程中進行了較多的結構簡化，故須通過對比分析計算模態和試驗模態來驗證有限元模型的精度。

在模態試驗中，首先將重型商用車的駕駛室白車身用彈性軟墊支撐，近似模擬自由狀態，以測量其無邊界約束狀態下的模態參數；然后通過電磁激振器產生激勵信號，采用單點激振多點拾振的方法進行試驗，同時通過動態信號采集系統采集激勵和響應信號；最后通過模態分析軟件分析駕駛室白車身模態，根據需要提取前8階固有頻率和模態振型。駕駛室白車身模態試驗如圖 2 所示。

計算模態和試驗模態的結果對比如表1所示。

表1 計算模態與試驗模態對比

由表可知，計算模態與試驗模態的固有頻率誤差均在7%以內，并且模態振型一致，因此驗證了駕駛室白車身有限元模型的精度，說明建立的有限元模型能準確反映實際結構的振動特性，可用于后續的計算和分析。

2 駕駛室結構振動預測與分析

2.1 工況試驗

為了分析導致駕駛室結構振動的原因，同時檢驗駕駛室噪聲預測模型的精度，本文中進行了重型商用車實車工況試驗，采集駕駛室振動和噪聲信號。試驗場地選擇B級柏油路面，天氣良好無風，環境噪聲小于被測車輛工作噪聲10dB以上。測試時被測車的門窗、通風進出口都關閉，刮水器、通風扇、空調均未運行。由于主要是分析低頻結構振動和噪聲，根據奈奎斯特采樣定律，采樣頻率取2kHz，記錄時間為30s，重復次數為3次。

試驗中各項測試的布置如圖3所示。其中振動信號采集駕駛室4個懸置點和駕駛員座椅底部共5處的Z方向加速度。駕駛室多個場點的聲壓測試方法參照文獻[5]中的規定進行，采集駕駛員左右耳、副駕駛左右耳和臥鋪乘員左右耳共6個位置的聲壓信號。實車工況為空載下的40km/h勻速工況。加速度和聲壓信號利用NI PXI 4472動態測數據采集卡，在LabVIEW編寫的程序控制下同步采集。

2.2 信號預處理

在信號采集過程中，由于放大器溫漂、傳感器頻率特性的不穩定性和噪聲干擾等因素，采集的信號數據往往會偏離基線而產生信號的趨勢項，以致影響信號的正確性，本文中采用多項式最小二乘法對采集的振動加速度和噪聲聲壓信號進行消除趨勢項處理，其步驟如下。

(1)

式中：k=1,2,…,n，為采集信號的序號；m為多項式的階次。

(2)待定系數aj(j=0,1,…,m)通過最小二乘法求解下式而獲得：

(2)

(3)

另外，有限元模型的輸入激勵一般為頻域中的激勵載荷，而在時域信號經FFT變換得到的離散頻譜的過程中，由于時域截斷產生的能量泄露，使其頻率、幅值和相位均可能產生較大的誤差[7]。因此有必要對離散頻譜進行校正，以得到準確的頻率、幅值和相位。

頻譜校正方法主要包括能量重心法、比值法、FFT+DFT譜連續細化法、相位差法等。其中比值法利用頻率歸一化后差值為1的主瓣峰頂附近兩條譜線的窗譜函數比值，建立一個以歸一化頻率為變量的方程，解出歸一化校正頻率，進而進行幅值和相位校正。比值法不僅可校正單頻率離散頻譜的頻率、幅值和相位，也可校正間隔較大的多頻率離散頻譜的頻率、幅值和相位[8]。比值法幅值和相位校正表示為

(4)

θ=arctan(Ik/Rk)+πf1

(5)

式中：Xw(k)為離散譜中第k條譜線的幅值；f1為歸一化頻率偏差量；W1(f1)為所加窗函數的頻譜模函數，當加Hanning窗時，W1(；Rk和Ik分別為離散譜中第k條譜線的實部和虛部。

2.3 駕駛室結構振動預測與分析

參考點的振動頻響分析可以選擇兩種不同的方法：直接法和模態法。其中，直接法按照給定的激勵頻率直接求解耦合的運動方程，適用于只有少數激勵頻率的小模型；而模態法則利用結構的模態振型對耦合的運動方程進行縮減和求解，適合于多激勵頻率下的大型模型。該方法通過求解一個非耦合系統方程來獲得一定激勵頻率下的解，相對于直接法而言，具有較高的計算效率。由于駕駛室白車身有限元模型較大，因此選擇模態法來計算頻響分析。

根據駕駛室的實際支撐情況，在4個懸置節點施加如圖4所示的加速度激勵譜，并在駕駛員和副駕駛員的座椅處分別施加1 050和860N的向下外力載荷，用于模擬人和座椅的質量。計算頻率范圍為20～200Hz，步長1Hz。為了保證計算精度，保留2～3倍最高外載荷頻率范圍內的所有模態，本文中設置參與計算的模態頻率為0～600Hz，模態阻尼為0.01。駕駛室座椅底部參考點的預測加速度幅值譜和試驗幅值譜對比，如圖5所示。

從圖5可以看出，參考點的加速度幅值譜的預測結果與試驗測試結果在主要峰值對應的頻率上基本一致，進一步驗證了駕駛室有限元模型的準確性；二者只是在幅值上有些誤差，其原因主要是試驗測試誤差以及模型簡化和阻尼參數設置等存在的參數不確定性所導致。在此工況下，發動機激振頻率為19Hz(對應的發動機轉速為1 150r/min)，圖中38、57和76Hz時的峰值主要是由發動機激勵所致。

通過觀察圖6所示的38Hz的駕駛室白車身表面振動速度云圖，可知振動速度比較大的部位主要包括頂蓋、后圍和地板等部位。因此，這些部件可能成為主要的噪聲源，在駕駛室低噪聲結構優化時應著重考慮。在其他頻率下的峰值既與懸置的激振有關，也與駕駛室的結構模態相關。比如地板的局部模態會引起地板較大的振動幅值。如圖7所示，在145Hz處懸置的激勵并不大，但該頻率下地板出現局部模態，從而導致地板有較大的振動幅值。鑒于局部模態能導致車身表面振動幅值增大，可考慮通過對變形較大的位置進行局部剛度加強，并適度增加阻尼材料來減小車身表面振動幅值，進而達到降低車內噪聲的目的。

3 駕駛室結構噪聲預測與分析

3.1 駕駛室聲-固耦合建模

在建立駕駛室白車身的基礎上，再建立駕駛室左右門和前后風窗玻璃的模型。為了簡化駕駛室結構，忽略橡膠密封條的彈性作用，車窗玻璃和車身采用剛性連接，車門關閉后和車身亦采用剛性連接。相對于有限元法而言，邊界元法只需要邊界節點的輸入條件，減少了計算內存和計算時間，因此本文中建立如圖8所示的駕駛室聲學邊界元模型。考慮座椅和臥鋪對噪聲輻射的影響，并選擇間接法求解噪聲輻射[9]。在物理坐標中，間接邊界元聲場模型與有限元結構模型的耦合方程為

(6)

式中：[Ks]、[Ms]分別為結構的剛度矩陣和質量矩陣；[C]為幾何耦合矩陣；[H]為間接邊界元影響系數矩陣；Fs和Fa分別為結構和流體模型的載荷向量；u為節點位移；μ為節點壓力跳動量。

在模態坐標系下，間接邊界元聲場模型與有限元結構模型的耦合方程為

(7)

式中：符號“^”表示模型機體表面的法向量上的投影；as表示結構模態參與系數。

3.2 駕駛室噪聲預測與分析

實車工況試驗中測試的駕駛室外部激勵為4個懸置點的加速度信號，利用Virtual.lab進行聲場響應分析時，所施加的外部激勵必須是力，因此須將加速度載荷轉換成力載荷。大質量法被證明存在較大的分析誤差[10]，而傳遞函數法須通過試驗確定懸置的傳遞函數，比較費時費力[11]。為此，利用Nastran結構求解器加載加速度激勵進行頻率響應分析，直接輸出懸置節點約束力，并作為聲場響應分析的激勵力。另外，采用間接邊界元法預測駕駛室內的聲學響應，其中分析頻率范圍為20～200Hz，步長為1Hz。駕駛員右耳、副駕駛員右耳和臥鋪乘員右耳3個場點的噪聲預測值和試驗值對比如圖9所示。

由圖9可知，噪聲預測值和試驗值非常接近，只是在某些頻率上，兩者幅值存在一定的誤差，其原因可能是外部的噪聲干擾，或駕駛室結構模型的參數不確定性造成的。但總體而言，預測值和試驗值誤差仍在允許的范圍之內，說明本文中建立的重型商用車駕駛室噪聲預測模型有較高的精度。由圖9還可觀察到噪聲A計權聲壓級峰值在整個頻率范圍分布均勻，峰值主要出現在30～40、70～80、110～120和160～180Hz幾個頻段內。其中30～40Hz出現的較大的聲壓級峰值由發動機的2階激振引起，而70～80、110～120和160～180Hz頻段內的噪聲峰值，主要是由于這些頻率段與聲腔的橫向1階、縱向1階、橫向2階和縱向2階振動密切相關，引起聲腔共鳴而導致聲壓出現峰值。聲腔模態頻率和振型描述如表2所示。

表2 聲腔模態頻率和振型描述

4 結論

通過對比分析計算模態和試驗模態，說明建立的重型商用車駕駛室白車身有限元模型精度較高；在準確預測駕駛室結構振動的基礎上，分析了結構振動的頻響特點，確定發動機激勵和地板局部模態為影響參考點振動的兩個主要原因。另外，指出頂蓋、后圍、地板為對駕駛室噪聲貢獻較大的板件；最后建立駕駛室空腔聲學邊界元模型和聲-固耦合模型，進而應用間接邊界元法預測了駕駛室結構噪聲，通過對比試驗數據驗證了預測模型的精度，在此基礎上分析了駕駛室多場點噪聲幅值響應譜，確定了噪聲的主要峰值頻率。其中發動機2階激振和聲腔模態共振是導致駕駛室噪聲峰值的兩個重要原因。

本文中建立的噪聲預測模型和分析結論，能為重型商用車駕駛室的結構噪聲控制提供基礎。

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Analysis and Prediction on the Structure-borne Vibration and Noise of a Heavy Commercial Vehicle Cab

Zhang Zhiyong1, 2, Zhang Yibo2, Liu Xin1& Xie Xiaoping2

1.CollegeofAutomobileandMechanicalEngineering,ChangshaUniversityofScienceandTechnology,Changsha410004;2.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082

For the control of structural vibration and noise of a heavy commercial vehicle cab, a finite element model for the cab is established at first with its accuracy verified by comparing the results of analytical modal analysis with experimental one.Then an analysis on the vibration frequency response is conducted on the reference points of vehicle cab to determine the acceleration amplitudes of reference points and compare them with test results.Finally, the acoustic-solid coupling model for the vehicle cab is built, the vibration acceleration measured in test is converted into excitation force as excitation input to the model, and the noise of different points of cab are predicted with indirect boundary element method and verified by test.The noise prediction model set up and the analysis conclusion drawn may provide a base for the location and control of the structure-borne noise of heavy commercial vehicle cab.

heavy commercial vehicle; structure-borne noise; acoustic-solid coupling; noise prediction

*湖南省自然科學基金(2015JJ2002)和湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室開放基金(31215003)資助。

原稿收到日期為2013年5月10日，修改稿收到日期為2013年7月29日。