車身側圍空腔阻隔結構對低頻結構噪聲影響的仿真分析

張立軍 宋然 孟德建

（同濟大學，上海 201804）

車身側圍空腔阻隔結構對低頻結構噪聲影響的仿真分析

張立軍 宋然 孟德建

（同濟大學，上海 201804）

為明確阻隔結構對車內低頻結構噪聲的影響，基于有限元方法建立了阻隔結構模型、整車模型、車內空腔模型及聲固耦合模型，通過系統固有特性、激勵點到響應點的頻響函數、板件貢獻量和降噪量的計算，分析了阻隔結構對低頻結構噪聲的影響機理和降噪性能。結果表明，阻隔結構可以改善車身阻尼特性，抑制板件共振，降低結構噪聲。

1 前言

車身側圍一般由內、外兩層鈑金焊接在一起構成，并與頂蓋和前圍、地板等結構相連，在A柱、B柱、C柱及頂梁和門檻梁等結構內部形成空腔，本文統稱為車身側圍空腔。側圍空腔同時與乘員艙和外部環境相通，外部環境中的噪聲就會侵入乘員艙[1]，影響車內聲學品質。針對該問題，國內外研究中通常在車身側圍空腔內設置阻隔結構，阻斷噪聲的傳播。

目前，針對阻隔結構降噪性能的研究中，主要有試驗[2～6]和仿真[7～8]兩種方法。文獻[2]～文獻[4]通過部件級試驗發現阻隔結構對中高頻噪聲有較好的插入損耗性能，且其性能受材料的質量、剛度、厚度等影響；文獻[5]、文獻[6]開展了有、無阻隔結構條件下的白車身空腔隔聲試驗，比較了不同種類的空腔阻隔結構在中高頻段的隔聲性能。文獻[7]、文獻[8]采用統計能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）方法發現阻隔結構改善了車身側圍聲能量的分布，且其對中高頻噪聲的抑制效果尤其顯著，并通過整車試驗對降噪效果進行了驗證。以上研究結果均表明，在車身側圍空腔設置阻隔結構可以保護車內聲學環境，有效控制乘員艙噪聲水平。車內噪聲主要集中在中低頻段，但目前關于阻隔結構的研究中，對低頻結構噪聲的影響研究較少，其影響機理和降噪性能尚不明確。

本文針對低頻結構噪聲，對阻隔結構以及整車建立有限元模型，開展考慮阻隔結構情況下的車內噪聲耦合聲場分析，以明確阻隔結構對車內低頻結構噪聲的影響機理和降噪性能，為車內噪聲預測以及阻隔結構設計優化提供依據。

2 阻隔結構及其在車身上的配置位置

目前，應用到車身側圍空腔中的阻隔結構主要分為2種，即常溫固化注射式阻隔結構和高溫固化裝配式阻隔結構，如圖1所示。常溫固化注射式阻隔結構的泡沫楊氏模量大，對結構有強化作用，但其用量較大，對車身質量增加明顯，需要額外的工序注射，設備成本較高。高溫固化裝配式阻隔結構的泡沫楊氏模量小，質量輕，密封效果好，在車身電泳烘干過程中發泡，不需要額外的工藝流程。本文選擇高溫固化裝配式阻隔結構，研究其低頻結構噪聲影響機理和降噪性能。

在某車型上，依據側圍空腔內噪聲傳播路徑（見圖2）確定阻隔結構的配置位置，如圖3所示。在單側車身側圍空腔內設置7個阻隔結構，編號分別為A～G，全車對稱布置，共計14個。

圖3 阻隔結構配置位置

3 仿真模型建立

3.1 阻隔結構的結構振動特性建模

以阻隔結構D為例，介紹建模流程與方法。

該空腔阻隔結構的三維幾何模型如圖4所示，該阻隔結構由密封膨脹膠（材料為EVA）和塑料支撐板（材料為PA66）組成，塑料支撐板下方設有用于定位的卡扣。實際阻隔結構較為復雜，且密封膨脹膠發泡后形狀難以預測，所以在不影響其動力學特性的前提下簡化建模。

圖4 阻隔結構（發泡前）幾何模型

密封膨脹膠發泡后體積膨脹率可達8～12倍[8]，未發泡時的密封膨脹膠截面尺寸一般為4 mm×4 mm，假設膨脹膠發泡后截面形狀為矩形，體積膨脹率按9倍計算，發泡后截面尺寸為12 mm×12 mm，本文中模型發泡后截面邊長為10～15 mm。卡扣實際結構復雜，空間尺寸較小，在建模時將其簡化為支板。密封膨脹膠發泡后阻隔結構模型如圖5所示。

圖5 阻隔結構（發泡后）幾何模型

參照圖3阻隔結構配置示意圖以及阻隔結構安放位置處空腔截面形狀，依次創建各個阻隔結構的幾何模型和有限元模型，如圖6所示。本文中模態分析基于MSC.Nastran平臺，發泡后的膨脹膠有限元單元類型為體單元，設定其單元尺寸為8 mm，主要為CHEXA六面體單元和CPENTA五面體單元以及CTETRA四面體單元，塑料支撐板和卡扣有限元單元類型為殼單元，單元尺寸為8 mm，設定厚度為2 mm，主要為CQUAD4四邊形單元和少量的CTRIA3三角形單元。具體單元劃分情況如表1所示。

圖6 阻隔結構有限元模型

表1 阻隔結構有限元模型單元統計

阻隔結構的材料屬性如表2所示，側圍空腔中配置的14處阻隔結構總質量為0.277 kg。

表2 材料屬性

3.2 含阻隔結構的整車有限元模型創建

創建白車身有限元模型，進行模態分析，并與試驗結果進行對比，前4階整體模態結果如表3所示。仿真與試驗結果中模態振型一致，模態頻率差值在±3%以內，驗證了白車身有限元模型的準確性。

表3 白車身模態結果對比

在白車身有限元模型的基礎上，創建前、后車門有限元模型，并與白車身連接，組成整車有限元模型，如圖7所示。車門與車身連接部分主要由車門鉸接和車門鎖扣組成，車門鉸接采用RBE2剛性單元模擬，不限制Z軸旋轉自由度，車門鎖扣采用RBE2剛性單元模擬，不限制X軸旋轉自由度[9]。

圖7 整車結構有限元模型

膨脹膠發泡后與側圍空腔內壁“粘連”在一起，卡扣與空腔板件上預設的安裝孔相連。在建立有限元模型時采用RBE2剛性單元將阻隔結構與側圍空腔壁板對應節點連接，限6個自由度。

含阻隔結構的整車有限元模型建立完成后，對系統進行模態分析，驗證所建立模型的有效性，同時為后續聲場分析提供數據基礎。在進行整車有限元模型耦合聲場分析時需要額外添加1%的模態阻尼比[10～11]，根據復阻尼理論，結構阻尼系數G和阻尼比δ之間存在如下關系[12]：

利用MSC.Nastran軟件的PARAM模塊定義G=0.02。對于一般的振動阻尼系統，需要復模態分析的方法實現方程的解耦[13]。利用MSC.Nastran的復模態分析模態法求解器SOL110對系統進行復模態分析，前4階整體模態振型及模態頻率如表4所示。由于添加車門引起質量和剛度的改變，相較于白車身模態分析結果，整車模態振型基本不變，模態頻率有±4 Hz的變化。

表4 整車模態振型

3.3 乘員艙空腔有限元模型創建

進行車內聲場預測分析需要對乘員艙空腔進行有限元模型創建，以便分析其聲學模態[13]，驗證模型有效性，得到可用于聲場分析的有限元模型。利用三維制圖軟件CATIA創建乘員艙空腔幾何模型，利用有限元前處理軟件Hypermesh創建有限元模型。圖8所示為含座椅的乘員艙空腔幾何模型和有限元模型，單元大小為60 mm，全部為CTETRA四面體單元，單元數量為49 942個。定義空腔材料為空氣，并分別定義空氣的體積模量為0.142 MPa，密度為1.23 kg/m3。

圖8 含座椅乘員艙空腔模型

利用MSC.Nastran的模態分析求解器SOL103計算乘員艙空腔聲學模態，提取的前6階模態振型及模態頻率如表5所示。

表5 聲學模態振型

聲學模態的模態振型和模態頻率主要取決于乘員艙的幾何形狀，且空腔模態振型基本呈左右對稱分布。聲學模態分析驗證了乘員艙空腔模型的有效性，得到了聲場分析的數據基礎。

3.4 聲場分析耦合模型建立

耦合模型建立及聲場分析采用LMS.Virtual.Lab軟件的Acoustics聲學模塊[14]進行。

a.定義場點網格，生成包絡網格。在Virtual.Lab中導入結構模態計算結果文件和乘員艙空腔聲學模態計算結果，并定義場點網格。場點網格上的每個節點相當于1個聲壓傳感器，這里設置駕駛員和乘員頭部的2個球狀網格。包絡網格是空腔有限元實體網格的外網格，通過其建立結構和空腔的耦合。場點網格和包絡網格如圖9所示。

圖9 場點和包絡網格

b.定義座椅、內飾組。分別定義座椅組和內飾組，并賦予其吸聲屬性。座椅組為前、后座椅表面，內飾組主要包括頂棚、車門、包裹架、前圍板、地板以及中央通道，如圖10所示。座椅組和內飾組的材料吸聲屬性定義為材料的聲阻抗[14]，如表6所示。

圖10 座椅、內飾組

表6 座椅、內飾組吸聲屬性

c.定義載荷。發動機激勵對低頻結構噪聲的貢獻最大，故將激勵點施加在發動機左懸置點，以便得到激勵點到人耳的傳遞特性。定義大小為1 N，頻率范圍為20～200 Hz的掃頻激勵，作用方向沿Z向正向，施加在發動機左懸置點，如圖11所示。

圖11 激振力施加位置

4 結果分析

通過建立結構及乘員艙空腔有限元模型，完成了聲固耦合模型的建立與仿真，在此基礎上，通過結構固有特性及內部噪聲的對比分析，明確阻隔結構對低頻結構噪聲的影響機理和降噪性能。

4.1 結構固有特性分析

4.1.1 白車身模態試驗

分別在有、無阻隔結構的情況下進行白車身模態試驗，并對比前4階整體模態的模態振型，頻率和阻尼比。對比發現，增加阻隔結構后，模態振型不變，頻率變化微小，模態阻尼比有較為明顯的增加，如表7所示。

表7 白車身阻尼比

4.1.2 整備車身模態仿真

通過復模態分析可以得到阻隔結構對整備車身（Trimmed Body）固有特性的影響，同樣發現增加阻隔結構對模態振型以及模態頻率影響微小，模態阻尼比有一定的增加，如表8所示。

表8 整備車身阻尼比

對于整備車身，由于考慮了內飾，密封條等的阻尼作用[15]，阻尼比要高于白車身，加入阻隔結構后阻尼比增量相對較小，在低頻段有約2%～4%的增加量，而阻尼比的增加具有抑制噪聲的作用。

4.2 內部噪聲對比分析

4.2.1 頻率響應函數

提取場點網格中駕駛員左耳位置處的聲壓級作為輸出點響應，求解有、無阻隔結構時激勵位置到駕駛員左耳的頻率響應函數，如圖12所示。

由激勵點至駕駛員左耳的頻率響應函數可以看出，當有阻隔結構時，激勵點至響應點的傳遞函數幅值在主要峰值頻率上均有下降，在120～150 Hz頻段內尤為明顯，達到2 dB（A）。該頻段峰值頻率136 Hz的產生主要與聲學模態第4階（表5）相關，此時聲學模態振幅最大的位置出現在車身側圍，易與側圍板件產生共振，引起空腔共鳴，有阻隔結構時，側圍板件的振動受到抑制，共振效應減輕，進而降低了頻率響應函數的幅值。

圖12 激勵點至響應點頻率響應函數

4.2.2 板件貢獻量

對發動機左懸置點激勵下的響應做板件貢獻量分析，可以得到加入阻隔結構前、后所關心頻率下的板件貢獻情況，驗證阻隔結構的降噪機理。

136 Hz頻率下板件貢獻量如圖13所示。由圖13可知：無阻隔結構時對駕駛員左耳貢獻量最大的板件為左側圍、頂棚和右側圍；加入阻隔結構后，其高阻尼特性使側圍板件的振動受到抑制，左、右側圍的聲學貢獻量明顯下降，因此該頻率下頻響函數的幅值明顯降低。在150 Hz后，聲學模態振幅最大的位置不再是車身側圍，此時阻隔結構對噪聲的抑制效果不明顯。

圖13 136 Hz頻率下板件聲學貢獻量

4.2.3 降噪量

在20～200 Hz頻段內計算單位質量阻隔結構對低頻結構噪聲的抑制量，評價加入阻隔結構后的實際降噪性能。

發動機左懸置點單位激勵至駕駛員左耳的降噪效果為0.83 dB（A）/kg，說明阻隔結構對于低頻結構噪聲有較好的降噪性能。

5 結束語

本文研究了阻隔結構對低頻結構噪聲的影響，建立了阻隔結構低頻降噪性能的有限元分析方法，通過仿真明確了阻隔結構對低頻結構噪聲的影響機理和降噪性能。結果表明，阻隔結構可以增加整車模態阻尼比，減輕某些頻率下與乘坐室空腔的共振效應，降低側圍板件的聲學貢獻量，進而抑制噪聲。該分析方法可為后續的阻隔結構配置和正向設計提供參考。

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（責任編輯斛 畔）

修改稿收到日期為2016年9月22日。

Simulation Analysis on the Effect of Cavity Filler Block in Car Body Sidewall on Low-Frequency Structure-Borne Noise

Zhang Lijun,Song Ran,Meng Dejian
（Tongji University,Shanghai 201804）

In order to determine the effect of cavity filler block on interior low-frequency structure-borne noise,the cavity filler block model,vehicle model,passenger compartment model and acoustic-structure coupled model were built based on FEA method,which are used to analyze the mechanism and noise reduction performance of cavity filler block on low-frequency structure-borne noise by natural characteristics of the system and FRF from excitations to response points and panel contribution analysis and noise reduction.Results showed that the cavity fillers can improve the damping characteristics of car body,suppress the resonant vibration and reduce the structure-borne noise.

Car body sidewall,Cavity filler block,Modeling,Structure-borne noise,Noise reduction performance

車身側圍 阻隔結構 建模 結構噪聲 降噪性能

U463.83

A

1000-3703（2016）12-0025-05