車輛駕駛室內噪聲仿真及低頻降噪處理

王　歡，劉漢光，劉　杰，夏光亮

（江蘇徐州工程機械研究院，江蘇 徐州 221004）

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車輛駕駛室內噪聲仿真及低頻降噪處理

王歡，劉漢光，劉杰，夏光亮

（江蘇徐州工程機械研究院，江蘇 徐州 221004）

摘要：首先建立車輛駕駛室白車身有限元模型并進行自由模態分析，通過與模態試驗結果的對比進行模型修正，控制前8階固有頻率偏差在3%以內；其次建立結構-聲場耦合有限元模型，計算兩種試驗工況下結構激勵引起的內聲場聲壓，計算結果與試驗測試結果有較高的一致性，驗證方法和模型的準確性；最后在低頻段分析駕駛室面板聲壓貢獻量，采用添加自由阻尼層的方法對駕駛室進行降噪處理，計算表明取得了良好的降噪效果。

關鍵詞：聲學；駕駛室；噪聲模塊；聲固耦合

車輛行駛過程中，受到來自路面以及發動機的振動激勵，商用車駕駛室由于采用非承載式車身，振動激勵通過駕駛室懸置引起板件振動，從而形成室內輻射噪聲，相關試驗得出，振動激勵引起的板件輻射噪聲是車輛室內低頻噪聲的主要成分[1，2]。低頻噪聲給人的主觀感覺是一種所謂的“轟鳴聲(Booming)”，能造成司乘人員的強烈不適感[3]。改善低頻段的輻射噪聲是降低室內聲壓的有效方法[4，5]。

目前，對車內低頻噪聲的分析以及優化的數值計算方法主要采用有限元法和邊界元法[6–8]。邊界元法在建模過程由于對模型做了大量的簡化，以規整的模型計算車內噪聲會與真實值存在較大的誤差；有限元法在建立駕駛室模型的過程中，鮮有對聲學模型進行試驗驗證。本文采用有限元法建立駕駛室內噪聲模塊，以試驗測得駕駛室懸置點處加速度響應做激勵載荷，通過與兩種定置工況下試驗測得的司機右耳旁聲壓對比，驗證了聲-固耦合模型的可靠性。最后分析駕駛室各板件對司機右耳旁聲壓的貢獻量，采用自由阻尼層的方法有效降低駕駛員右耳旁噪聲。

1　室內噪聲模塊建設

在對駕駛室內噪聲特性分析的過程中，建立準確的駕駛室聲學模型是噪聲分析和后續改進的關鍵。

1.1白車身模型建立及修正

建立準確的白車身有限元模型是噪聲模塊建設的基礎。由于駕駛室沖壓件結構很復雜，需要對原白車身結構作適當的簡化。采用Hyper mesh商業軟件對模型進行網格劃分，選取殼單元對數模進行離散化，參照實車焊點位置和數量，在白車身有限元模型中建立相應連接，以提高模型精度。

采用自動多極子結構特征值求解方法計算駕駛室的自由模態，該方法在滿足工程上精度要求的同時大幅度縮短計算時間，因此更適用于在車輛NVH分析過程中計算結構模態[9]。通過與駕駛室白車身模態試驗獲得的各階固有頻率及相應振型對比，調整部分板件之間結合面的連接剛度，修正白車身有限元模型。提取計算結果中與試驗模態相對應的前8階固有頻率，見表1。

表1　試驗模態與計算模態固有頻率對比

由表1可知，計算模態與試驗模態的前8階固有頻率基本吻合，計算誤差均在3%以內，說明計算用的駕駛室白車身有限元的質量、慣性矩、剛度分布與實際結構基本一致，仿真模型可以應用于下一步的計算。

1.2聲-固耦合系統的建立

在白車身有限元模型的基礎上，對左右側車門以及前后側玻璃窗進行有限元建模。

其次，建立駕駛室內聲腔模型。聲學單元尺寸應滿足每個波長里至少包含六個單元的原則。車內聲腔是由車身結構包圍的空腔，且形狀復雜，因此用四面體網格進行劃分，聲腔模型如圖1所示。

采用Virtual Lab軟件進行駕駛室內聲場計算，在內聲腔有限元模型外側建立包絡面網格，通過包絡面建立起駕駛室結構與內聲腔之間的耦合關系，計算時駕駛室結構節點振動加速度通過包絡面映射到內聲腔外層節點上。

圖1　駕駛室內聲腔有限元模型

最后，采用阻抗管法測得各內飾部件的聲阻抗的參數，在包絡面上添加聲阻抗以模擬駕駛室內飾板的吸聲作用，聲阻抗的參數由試驗測試結果確定。同時，考慮到要在駕駛室懸置點處施加加速度頻譜激勵，約束四個懸置點處X、Y、Z三個方向的平動自由度。駕駛室聲固耦合有限元模型如圖2所示。

圖2　駕駛室聲固耦合有限元模型

1.3駕駛室激勵載荷

車身板件在外載荷的激勵下產生振動并向車內輻射噪聲。由于該駕駛室是非承載式車身，路面及發動機振動激勵通過四個懸置點傳遞到駕駛室，通過試驗測試駕駛室四個懸置處的三向加速度信號。

對駕駛室的激勵載荷一般采用施加力載荷的方式，但在試驗數據處理的過程中，采用傳遞路徑的方法將采集的加速度響應換算成力載荷的過程往往存在誤差，本文直接采用測得加速度響應作為駕駛室激勵載荷，以盡量減少誤差。

為驗證駕駛室多工況聲學模型的準確性，采用車輛定置工況發動機額定轉速和發動機怠速兩種工況下駕駛室四個懸置點的加速度響應作為激勵載荷。

試驗測試所得司機右耳旁聲壓頻響函數結果顯示，在低頻段聲壓峰值集中在20 Hz～150 Hz頻段，該頻段兩種工況下駕駛室右后懸置點加速度響應如圖3、圖4所示。

1.4駕駛室內聲場聲壓計算

將試驗測得的駕駛室定置工況額定轉速下四個懸置點處加速度數據作為該工況仿真輸入，分別施加到四個懸置點上。

其次，考慮到模態補償，對駕駛室仿真模型進行0～300 Hz的模態計算。在此基礎上，對駕駛室進行基于模態的聲-固耦合室內聲壓響應計算。設

圖3　額定轉速下駕駛室右后懸置加速度

圖4　怠速下駕駛室右后懸置加速度

定求解頻率分辨率1 Hz，計算20 Hz～150 Hz頻段的司機右耳旁計權聲壓，計算結果如圖5所示。

圖5　額定轉速下場點聲壓仿真與試驗對比

對于怠速工況，與額定轉速工況類似，計算得到的駕駛室內聲場聲壓。司機右耳旁聲壓如圖6所示。

由圖6得出，定置額定轉速工況下，在20 Hz～150 Hz頻段內，仿真計算出的司機右耳旁聲壓值顯示出較明顯的峰值。對比試驗與仿真結果，仿真值在該頻段各個峰值頻率點與試驗結果有較好的相關性。經過計算得出，該工況在20 Hz～150 Hz頻段內試驗測量的司機右耳旁聲壓總值是62.7 dB(A)，仿真計算結果是61.2 dB(A)，說明仿真結果與試驗結果具有較好的一致性。

圖6　怠速工況下場點聲壓仿真與試驗對比

對比怠速工況下，20 Hz～150 Hz頻段試驗與仿真的司機右耳旁聲壓結果可以發現，仿真結果各峰值頻率點與試驗值同樣具有較高的相關性。在該頻段內，試驗得到的司機右耳旁聲壓總值是53.1 dB (A)，仿真聲壓總值54.2 dB(A)。

經過額定轉速工況和怠速工況駕駛室內聲場聲壓仿真與試驗對比可以得出，仿真結果和試驗結果具有很好的一致性，說明該車輛駕駛室內噪聲模塊具有較高的可靠性，可以用于進一步的聲學仿真優化中。

2　面板聲學貢獻量分析

在建立駕駛室內噪聲模塊的基礎上，對噪聲值較大的發動機額定轉速工況分析駕駛室各側板件對司機右耳旁聲壓的貢獻量。

將駕駛室內聲腔包絡面網格劃分成頂板、后上板、后下板、左側板、右側板和底板六個板塊，如圖7所示。

圖7　各側板塊網格劃分

分析各側板塊對司機右耳旁聲壓的貢獻量，即計算各側板塊引起的聲壓級，與總的聲壓級進行對比分析。在軟件中，計算得到各側板塊在20 Hz～150 Hz頻段內對司機右耳旁聲壓貢獻量的color map圖，如圖8所示，該頻段內聲壓最大峰值在92 Hz處，該頻率點駕駛室各側板塊貢獻量柱狀圖如圖9所示。

由駕駛室各側板塊對司機右耳旁的聲壓貢獻量結果可以得出，在92 Hz頻率點處底板和后下板貢獻量較大。并且在20 Hz～150 Hz頻段內，底板和后下板對司機右耳旁聲壓均表現出較大的貢獻量。由此得出定置額定轉速下，底板和后下板是激發司機右耳旁聲壓級的主要板塊。

圖8　各側板塊貢獻量color map圖

圖9　92 Hz處面板聲壓貢獻量柱狀圖

3　低頻段降噪處理

在駕駛室板塊貢獻量分析的基礎上，擬采用在貢獻量較大的板塊添加自由阻尼層的方式降低駕駛室內聲場聲壓級，驗證降噪效果。

在駕駛室結構模型上劃分出添加自由阻尼層的區域，如圖10所示，對該區域賦予多層材料屬性用以模擬駕駛室添加阻尼的效果，阻尼屬性參數如表2所示。

圖10　底板和后下板的自由阻尼層

表2　材料參數

對添加阻尼后的駕駛室低頻聲學模型四個懸置點處施加定置額定轉速下試驗測得的加速度數據，計算駕駛室內聲場聲壓級。計算得出的駕駛室添加阻尼后的司機右耳旁聲壓級結果，見圖11。

由上圖結果可以看出，添加自由阻尼層后的司機右耳旁計權聲壓級在大多數峰值處均有所降低。經過計算，添加阻尼層后，在20 Hz～150 Hz頻段內司機右耳旁總聲壓級為58.2 dB(A)，較添加阻尼層前的總聲壓級為61.2 dB(A)，降低了3 dB(A)。

圖11　添加阻尼層前后聲壓級的對比

4結　語

(1)建立駕駛室內聲場低頻聲學有限元模型，通過在定置額定轉速工況和定置怠速工況司機右耳旁聲壓級仿真與試驗結果對比，驗證了該駕駛室聲學仿真模型的可靠性；

(2)對定置額定轉速工況進行低頻段駕駛室板塊貢獻量分析，得出底板和后下板對司機右耳旁聲壓級的貢獻量較大；

(3)在聲壓級貢獻量較大的底板和后下板添加自由阻尼層后，20 Hz～150 Hz頻段內司機右耳旁總聲壓級降低了3 dB（A），降噪效果明顯。

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作者介紹：王歡(1988-)，男，安徽蚌埠人，助理工程師，工學碩士，主要研究方向為車輛振動噪聲控制、熱管理研究。

E-mail:360389663@qq.com

中圖分類號:TB533+.2

文獻標識碼:A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.019

文章編號：1006-1355(2016)01-0088-04

收稿日期：2015-01-09

Interior Noise Simulation and Low-frequency Noise Reduction of a Vehicle’s Cab

WANGHuan,LIU Han-guang,LIUJie,XIA Guang-liang

(Jiangsu Xuzhou Construction Machinery Research Institute,Xuzhou 221004,Jiangsu China)

Abstract:A body-in-white(BIW)finite element model of a vehicle’s cab was established and its structural modals were computed and analyzed.The finite element model was modified through the comparison of the result with the test result with their deviation of the first eight order natural frequencies between them controlled within 3%.Then,the soundstructure coupled finite element model was built.The sound pressures inside the cab excited by structural vibration under two test conditions were calculated.It was found that the calculation results and test results were in good agreement. Therefore,the correctness and effectiveness of the model and the method were verified.Finally,the contribution of the wall panels of the cab to the sound pressure in the low-frequency range was analyzed.And the free damping layer was applied to the panels to reduce the noise in the cab.Results of computation show that the noise was effectively reduced.

Key words:acoustics;cab;noise module;acoustic-structure coupling