駕駛室低頻噪聲的聲學特性分析與控制

朱曉東 沈忠亮 汪一峰

1.江淮汽車股份有限公司 技術中心，合肥 230022 2.合肥工業大學 噪聲振動工程研究所，合肥 230009

駕駛室低頻噪聲的聲學特性分析與控制

朱曉東1沈忠亮2汪一峰2

1.江淮汽車股份有限公司 技術中心，合肥 230022 2.合肥工業大學 噪聲振動工程研究所，合肥 230009

在某卡車駕駛室結構有限元與聲學有限元計算以及駕駛室聲固耦合建模的基礎上，進行結構模態計算分析以及試驗驗證。再進行聲學模態分析以及聲固耦合系統模態分析。考慮聲—固耦合作用，利用耦合聲學有限元進行了駕駛室內部聲學特性研究，識別出主要噪聲頻率。繼而進行面板聲學和模態貢獻量分析，找到了峰值聲壓產生的主要原因，確定了貢獻顯著的面板。通過結構改進，提升了板件剛度，抑制了結構振動，試驗結果表明，駕駛室內部噪聲得到較明顯下降。

聲學；低頻噪聲；有限元法；面板貢獻量；結構優化

駕駛室的NVH性能是影響駕駛室乘坐舒適性的主要因素，隨著生活水平的提高，人們對駕駛室乘坐舒適性有了更高的要求。當前，世界各大汽車制造商已將車內噪聲控制作為提升其產品市場競爭力的一種有效途徑，車內噪聲的分析和控制已經滲透到整車的開發流程中。因此，對駕駛室內部低頻噪聲的分析與控制研究具有十分重要的意義。

車內部噪聲主要包括空氣噪聲和結構噪聲，其中空氣噪聲主要分布在中高頻，而低頻則主要以結構噪聲為主[1]，所以對車內低頻噪聲分析，主要集中在車內結構噪聲。近年來，在車內部噪聲分析和控制研究方面，國內外學者進行了不懈努力和探索。如Citarella R等[2]應用邊界元法研究了車內聲學響應和車身板塊貢獻。張志飛等[3]以某商用車駕駛室為例，進行了利用阻尼材料改善駕駛室聲學特性中的研究，成功降低了目標頻率聲壓幅值。文獻[4]在建立某轎車有限元與邊界元模型的基礎上，結合邊界元法和聲傳遞向量法，進行了車身板件聲學貢獻量研究。文獻[5]利用聲學有限元法，開展了某駕駛室聲學特性分析，找到了峰值聲壓的主要來源。

本文針對某中卡駕駛室，在建立了駕駛室結構有限元模型和聲固耦合模型，進行了駕駛室結構模態分析與試驗，以及聲固耦合模型模態分析，利用耦合聲學有限元開展了駕駛室內部聲學特性研究，識別出了駕駛內部主要噪聲頻率。通過駕駛室板塊聲學貢獻量分析，確定貢獻顯著的面板。對相應板件進行了結構改進，試驗結果表明，駕駛室內部低頻噪聲得到了一定程度的控制。

1 理論基礎

1.1 聲—固耦合有限元法[6]

駕駛室內部聲場與駕駛室壁板之間存在著耦合作用，為了能更加準確地分析駕駛室內部聲學特性，需考慮聲固耦合作用。在不考慮聲壓對結構的影響時，結構振動有限元控制方程可表示為

式中ms、cs、ks分別為結構質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；Fs為結構激勵力向量；u為結構位移向量。

當考慮聲壓對結構振動的影響時，應加上界面壓力矢量Ff的作用，這時式（1）表示為

式中Ff=Rp；R為聲和結構的耦合矩陣；p為節點聲壓向量。

考慮聲學阻尼作用時，空腔聲學有限元控制方程為

式中mf為空氣等效質量矩陣；cf為空氣等效阻尼矩陣；kf為空氣等效剛度矩陣，mfs為聲—固耦合質量矩陣。

聯立式(2)、(3)可得聲—固耦合系統有限元控制方程為

1.2 面板貢獻量計算理論

板件對場點的聲壓貢獻為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[7]

式中ATVe為面板所包含的單元的聲傳遞向量矩陣；Ve為單元法向振速向量。

對板件貢獻量進行歸一化處理可得面板聲學貢獻度系數Dc：

式中pc為面板對場點貢獻聲壓；p*為其共軛復數；p為場點聲壓；Re為取其實部。

2 駕駛室模型建立與模態分析

2.1 結構有限元模型建立及試驗驗證

本文所分析的駕駛室主要由板殼結構通過焊接而成，駕駛室板件用四節點和三節點殼單元來模擬，用ACM2模擬點焊，用RBE 2模擬螺栓等連接。模型的精度直接影響著求解的準確性，在建模過程中，忽略掉工藝孔、凸臺、過渡圓角等對駕駛室結構影響很小的工藝結構，以簡化模型提高有限元網格的質量。建立的駕駛室有限元模型如圖1所示，整個模型的網格單元平均尺寸為10 mm，節點數332 724個，四邊形單元309 993個，三角形單元13 322個，三角形單元所占比例約為4%。

圖1 駕駛室有限元模型

在結構有限元模型的基礎上創建好邊界條件，進行駕駛室模態分析，采用Block Lanczos方法提取模態參數。駕駛室前10階模態參數如下表1所示。

2.2 試驗模態分析

頻率準則表述為測量頻率ft與計算頻率fc之間的相關程度，通常表示為

在進行模態試驗分析時，采用單點激振多點拾振的試驗方法，駕駛室用橡皮繩懸吊起來，懸吊頻率1 Hz～2 Hz。由力錘發出激勵信號，用加速度傳感器拾取響應信號，測試系統采用LMS TEST.LAB采集系統。圖2為此次試驗所建立的白車身模態試驗模型，經測試提取駕駛室車身的前10階模態頻率與振型如表1所示。

圖2 白車身模態試驗模型

表1 駕駛室前10階計算模態與試驗模態結果對比

從表1可知，頻率誤差基本上在4%以內，特別是主要的幾階整體模態誤差較小。從模態分析結果可見，駕駛低階模態比較分散，而且1階扭轉和彎曲模態相差了10 Hz以上，在外部激勵下，不易引起彎扭耦合，駕駛室結構整體設計較為合理。但從中也可以發現，頂棚的局部模態較多，在外部激勵作用下，容易發生較強烈的振動，這對會駕駛室內部聲學環境造成較大的影響。結構有限元模型滿足后續的分析計算的要求。圖3為駕駛室第1階計算模態振型云圖。

圖3 駕駛室第1階模態振型

2.3 聲固耦合模型建立

在駕駛室結構模型的基礎上，刪除多余的零部件，補全空洞和縫隙，在駕駛室封閉空腔的基礎上，生成實體網格，進而得到駕駛室有限元模型。由于座椅對駕駛室聲學特性的影響較大，所以在駕駛室有限元建模中，應考慮座椅所占據的空間。根據每個聲波波長至少含有6個聲學單元的原則，結合本文的計算頻率（20 Hz～200 Hz），取聲學網格單元長度為50 mm～100 mm。圖4為駕駛室聲學有限元模型。

圖4 駕駛室聲學有限元模型

將駕駛室聲學有限元模型導入LMS.Virtual. Lab軟件中，計算得到其聲腔模態，前10階模態頻率結果如表2所示。

表2 駕駛室聲學模型前10階模態頻率

由于駕駛室四周壁板的振動和其內部聲腔空氣的聲振動相互耦合及影響，可以改變整個系統聲學振型的頻率及相關節點位置，從而使駕駛室內的聲學特性發生重大改變，因此需要進行駕駛室模型的耦合聲場分析。

由上述分析可知：在進行此類機械臂設計時，如果負載工具質量大，在不改變彈簧彈性系數的情況下，增大初始角度可以極大地穩定工具，增強安全性能；如果負載工具質量較小，在不改變彈性系數的情況下，減小初始角度可以極大地增大有效舉升高度，提高機械臂的靈活性。

在駕駛室結構模型的基礎上添加好門窗，建立相應的連接，使駕駛室成為一個封閉的整體，再利用MSC.Nastran將聲腔模型和結構模型組合在一起，將聲腔模型表面的節點與結構模型的節點連接起來得到駕駛室的聲固耦合模型。在MSC.Nastran中對駕駛室耦合模型進行聲學復模態分析，結果如表2所示。

表3 駕駛室聲固耦合系統部分模態頻率

從表3可知，由于耦合作用，耦合模型的模態頻率與結構模態頻率和聲模態頻率比較發生了一定的改變。耦合系統的模態同時受到結構模態和聲模態的影響，當與結構模態接近時受結構模態主導，與聲模態接近時受聲模態主導。

3 駕駛室內部聲學特性分析

駕駛室主要為薄板結構，室內是一個封閉的聲腔，當駕駛室受到外部激勵時，就會引起駕駛室壁板的振動，振動的壁板會推動與之接觸空氣的振動，從而產生聲壓，聲音的傳播又會對壁板產生壓力，引起駕駛室壁板的振動，駕駛室壁板與聲腔之間就形成了一個復雜的耦合聲學系統。為了能更加準確的獲知駕駛室內部聲學特性，在進行駕駛室內聲學響應分析時，應考慮聲振耦合作用。

為了了解駕駛室在外部激勵作用下，內部聲場的響應情況，在駕駛室翻轉機構固定點處，施加豎直方向的單位力，利用聲固耦合有限元法計算駕駛室內部聲場，圖5為駕駛員右耳處的聲壓頻譜曲線。

圖5 駕駛員左右耳聲壓曲線

從聲壓響應曲線圖3可知，主駕駛員右耳與副駕駛員左耳聲壓大體趨勢相同，多個頻率段吻合良好。在20 Hz～220 Hz范圍內，存多個聲壓峰值，其中較大尖峰主要出現在34 Hz、139 Hz和75 Hz處，此時駕駛員右耳處聲壓值分別為85.76 dB、84.52 dB和83.89 dB。以這三個峰值頻率為主要分析頻率。

從表3可見，34 Hz、75 Hz和139 Hz分別對應在駕駛室耦合系統的第4階、第34階及第38階模態，這3階模態頻率剛好與這三個尖峰頻率接近，可以初步判斷駕駛室內部聲壓的前三個顯著尖峰值是由駕駛室第4階、第34階及第38階耦合系統的模態引起。為了能更加清楚的了解這三個尖峰產生的原因，以便有效地減低此駕駛室內部噪聲，可在34 Hz、75 Hz和139 Hz處對駕駛室進行板塊聲學貢獻量分析以及模態聲學貢獻量分析。

4 貢獻量分析

4.1 板塊聲學貢獻量分析

駕駛室由眾多鈑金件組成，板件的振動便會產生聲壓，不同板件對駕駛室內場點聲壓的貢獻是不同的。面板貢獻量分析能夠計算振動面板對場點聲壓的貢獻量，采用歸一化處理，若歸一化系數為正數，則說明面板對場點聲壓的貢獻量會隨著板件振動的加強而增加，減小板件的振動會使總聲壓降低。反之，若歸一化系數為負數，增加板件的振動會使總聲壓減弱[7]。

在對駕駛室進行面板聲學貢獻量分析時，需根據駕駛室結構合理進行板塊劃分，本文將駕駛室劃分為10個板塊，板塊編號如表3所示。對峰值頻率34 Hz、75 Hz和139 Hz處的板塊聲學貢獻量，其結果如圖6和圖7所示。

表3 駕駛室板塊編號

從圖6、7、8中可見，在34 Hz和75 Hz處正貢獻量系數最大的板件均是駕駛室頂棚，并且頂棚對這兩個頻率處的聲壓起著決定性因素，若能有效地抑制頂棚的振動，就能明顯減低駕駛室聲壓曲線中前兩個尖峰頻率處的聲壓值。駕駛室在139 Hz處，貢獻量系數比較顯著的板件是中地板、后地板，同時頂棚和后圍板也有微小貢獻。另外對于貢獻量系數很小的板件，可以認為其為中性板，在結構改進時，主要目標是采取措施降低貢獻量系數較大的板件。綜合考慮在主要峰值頻率處板塊的聲學貢獻量，可得出如下結論：為了能有效地降低峰值頻率34 Hz、75 Hz和139 Hz處駕駛室內部噪聲峰值，以達到降低駕駛室內部噪聲的目的，應對駕駛室頂棚和地板結構采取措施，進行改進。

圖6 各板塊在34Hz處的貢獻量

圖7 各板塊在75 Hz處的貢獻量

圖8 各板塊在139 Hz處的貢獻量

4.2 模態貢獻量分析

通過上文的分析，發現引起駕駛室內部聲壓曲線前兩個峰值的主要原因有兩個：一是駕駛室第3階和第4階結構模態；二是駕駛室頂棚。這兩個原因其實并不矛盾，從駕駛室模態振型可以發現，駕駛室第3階和第4階結構模態主要表現為頂棚的局部振動。為了進一步驗證此結論的正確性，對駕駛室進行模態聲學貢獻量分析，從單階模態對場點聲壓的貢獻量情況，去分析各階模態對場點聲壓的影響程度。第3階和第4階模態對場點聲壓的貢獻量如圖8所示。

圖8 模態貢獻量結果

從圖8可見，第3階模態貢獻量曲線與駕駛員右耳聲壓曲線，在34 Hz附近非常的接近，說明第3階結構模態的確是引起34Hz處出現尖峰聲壓的主要原因。同理，第4階結構模態是引起41 Hz處尖峰聲壓的主要原因。其本質原因其實就是頂棚的局部振動。

5 結構改進與試驗驗證

5.1 駕駛室結構改進

通過上文的分析，發現頂棚的振動對駕駛室內部低頻噪聲的影響很大，為此需對頂棚的結構作進一步的分析，找到其薄弱部分，以便進行結構改進，頂棚原始結構如圖9所示。

圖9 頂棚原始結構

從圖9可見，頂棚面積較大，除了中間有一加強橫梁外，無別的的加強結構。對于厚度較薄，面積相對較大的頂棚，剛度較差，局部模態較多，在外部激勵作用下，極易產生振動引起噪聲，惡化駕駛室內部環境。可通過提升剛度的辦法降低頂棚振動，以控制駕駛室內部噪聲。要提升頂棚的剛度，最簡單的做法有兩個，一是增加頂棚的厚度，二是增加頂棚的加強橫梁。從成本和易操作性考慮，選取增加橫梁的辦法，將原來的橫梁重新布置，并增加一橫梁，修改后的結構如圖10所示。為了考察結構改進后駕駛室內聲學性能的改善情況，對室內聲壓重新進行計算，結果如圖11所示。

圖10 結構改進后的頂棚

為了降低峰值頻率139 Hz處的峰值聲壓，對于中地板和后地板結構通過通用的敷設阻尼材料處理，以降低其振動速度，達到控制車內噪聲的目的。

5.2 試驗驗證

為了驗證計算模型及其分析結果是否滿足工程分析計算要求，以及駕駛室結構改進前后的低頻噪聲控制的效果，通過實車試驗進行驗證。采用LMS. Test.lab采集系統和PCB傳聲器測試駕駛員右耳位置處的實際聲壓值，實車驗證試驗如圖11所示。在激勵載荷作用下測得結構改進前后駕駛室右耳處聲壓的實測聲壓值與仿真計算聲壓值如圖12所示。

圖11 駕駛室內駕駛員右耳聲壓實測圖

圖12 駕駛員右耳聲壓曲線

從圖11可見，通過結構修改，駕駛室內部聲學環境得到了改善，多頻率段的聲壓都有所下降，其中34 Hz處的聲壓降低了4.9 dB，75 Hz處的聲壓降低了6.5 dB，139 Hz處的聲壓降低了7.6 dB，可見通過駕駛室頂棚的結構改進和地板敷設阻尼材料，對于控制駕駛室低頻噪聲的效果較為明顯，具有一定的實際意義。

6 結語

（1）在駕駛有限元建模的基礎上，進行了駕駛室結構模態計算和模態試驗驗證，基于聲固耦合模型，開展了駕駛室結構和聲學特性分析。利用聲固耦合有限元進行了駕駛室內部聲學響應分析，找到了駕駛室內部聲場的主要尖峰頻率，結合駕駛室板塊聲學貢獻量分析和模態聲學貢獻量分析，識別了尖峰頻率產生的主要原因；

（2）通過對駕駛室結構和聲學特性分析，發現駕駛室頂棚和地板對駕駛室內部聲學環境的影響較大，通過分析，發現其薄弱部分，利用結構修改提升了頂棚剛度，以及通過地板敷設阻尼材料達到了抑制板件振動的作用。對比優化前后的駕駛室內部聲壓試驗實測曲線，發現優化效果較為明顯，使駕駛室NVH性能得到了提高。

[1]周建文，王曉光，周舟.基于Virtual.Lab acoustics的轎車乘員艙結構噪聲分析[C].LMS第二屆中國用戶大會論文集.北京：LMS（北京）技術有限公司，2007.

[2]Citarella R,Federico L,Cicatiello A.Model acoustic ransfer vector approach in a FEM-BEM vibro-acoustic analysis [J].Engineering Analysis with Boundary Elements, 2007,31(3):248-258.

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[6]吳光強，盛云，方園.基于聲學靈敏度的汽車噪聲聲-固耦合有限元分析[J].機械工程學報，2009，45(3)：228-234.

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Analysis and Optimization ofAcoustic Characteristics of Low-frequency Noise in a Cab

ZHU Xiao-dong1,SHEN Zhong-liang2,WANG Yi-feng2
(1.Center of Technology,JianghuaiAutomobile Co.Ltd.,Hefei 230022,China; 2.Institute of Sound and Vibration Research,Hefei University of Technology,Hefei 230009,China)

The structural finite element model,acoustic finite element model and the structural-acoustic coupling finite element model for a cab were established respectively.The modal analyses of the three models were carried out and verified by testing.The acoustic properties of the internal cavity of the cab were analyzed using the structural-acoustic coupling finite element model,and the main noise frequencies were recognized.Combining the panel acoustic contribution analysis method with the modal contribution analysis method,the major factors causing peak sound pressure were discovered,and the panel with significant contribution to the noise at the main noise frequencies was identified.The stiffness of the panel was raised and its vibration was controlled through the structural modification.The experimental result shows that the internal noise of the cab is reduced obviously.

acoustics;low frequency noise;finite element method;panel contribution;structure optimization

TB132；O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.030

1006-1355(2015)01-0145-06

2014－06－30

沈忠亮（1989－），男，碩士研究生，主要研究方向：汽車NVH與CAE分析。E-mail:szl943192147@sina.com