輕卡駕駛室振動及聲學環境分析

吳子涵 何鎮罡 叢銘 鐘海軍 熊威

南京林業大學 江蘇省南京市 210037

1 引言

隨著汽車工業的發展，人們對汽車的關注點從質量問題逐漸轉移到舒適性問題上，并且對汽車乘坐舒適性提出了更高的要求。由于在貨物運輸中的重要作用，輕卡被人們普遍使用。本文以某輕卡駕駛室為研究對象，分別建立結構、聲腔和聲固耦合有限元模型，研究聲場分布，通過聲學板塊貢獻量分析，提供改善輕卡駕駛室聲學環境方案，最終達到提供輕卡駕駛員舒適駕駛環境的目的。

圖1 駕駛室結構-聲腔耦合模型

2 駕駛室NVH仿真模型的建立與驗證

為了還原輕卡駕駛室在實際工作中的數學行為特征，給后續的仿真分析提供基礎，應首先建立輕卡駕駛室有限元模型。輕卡駕駛室結構有限元模型利用有限元軟件 HyperMesh建立，輕卡駕駛室聲腔有限元模型利用 LMS. Virtual Lab建立，并分別進行模態分析，運用LMS Virtual.Lab/Acoustic軟件將駕駛室結構有限元模型和聲腔有限元模型耦合。最終建立的駕駛室結構-聲腔耦合有限元模型如圖1所示。

在耦合模態中，結構變形會影響聲壓分布，聲壓變化也會影響結構振動，所以需要對輕卡駕駛室結構-聲腔耦合模型進行模態分析。利用LMS Virtual.Lab對駕駛室的耦合模態進行疊加運算，計算模態頻率與試驗模態頻率對比如表1所示。駕駛室前5階耦合模態頻率和相應駕駛室結構模態頻率如表2所示。

由表1可知，駕駛室結構計算模態和試驗模態對應固有頻率相對誤差在10%以內，能夠反映實際駕駛室結構振動固有特性，可以用作 NVH特性分析。將駕駛室耦合模態與對應的駕駛室結構模態對比可知，結構與聲腔在模態分析中會產生相互作用，對駕駛室內聲壓分布產生影響，所以在對駕駛室聲場的預測過程中采用駕駛室聲固耦合有限元模型。

3 駕駛室NVH特性分析

為了研究輕卡駕駛室 NVH特性，以駕駛室與駕駛室懸置連接處的激勵信號作為激勵，利用有限元的方法對駕駛室振動和聲學狀態進行分析。分別對駕駛員右耳旁和副駕駛左耳旁的聲壓級分布情況進行仿真，分析車身結構板件聲學貢獻量。

表1 計算模態頻率與試驗模態頻率對比

表2 駕駛室結構模態頻率與耦合模態頻率對比

表3 兩測點峰值頻率及對應A計權聲壓級

圖2 8個響應點X、Y、Z方向的加速度幅值響應曲線

輕卡駕駛室懸置上端振動為駕駛室振動的直接激勵源，因此對駕駛室與這四個懸置的連接處施加激勵。利用 LMS Virtual.Lab/ System Analysis軟件對加載點施加橡膠支承懸置上端X、Y、Z方向的力信號，計算頻率為0-100 Hz，步長為1 Hz。選取頻率范圍0-400Hz的模態參與計算，模態阻尼比為1%。選取頂棚中央前部、頂棚中央后部、前圍中央、后圍中央、駕駛員側地板、副駕駛側地板、右側后地板、左側后地板這8個節點作為響應點，提取在這些位置處振動響應情況，作出8個響應點各方向的位移響應曲線和加速度響應曲線。其中8個響應點各方向的加速度幅值響應曲線如圖2所示，依次為 X方向加速度幅值響應曲線、 Y方向加速度幅值響應曲線和 Z方向加速度幅值響應曲線。

通過對比和分析兩圖可知，駕駛室振動響應峰值主要出現在36Hz、57Hz、73Hz、75Hz、82Hz和92Hz處，繪制6個頻率下駕駛室位移響應云圖后，發現駕駛室頂棚為主要響應部件。主要原因是頂棚面積大，缺少加強部件，因此在激勵下容易發生較大的振動。因此可以通過在頂棚振動峰值處加強部件布置的方法有效改善其振動情況。

利用已建立的駕駛室聲固耦合模型，通過 Acoustics模塊仿真預測車內聲場的響應。對駕駛室車內聲場的預測采用 A計權聲壓級來表示，將采集到的聲信號進行修正，使數據更加符合符合人耳對聲音的主觀感覺。在分析隨機激勵下耦合聲場的響應時，在駕駛室與四個懸置連接處分別施加駕駛室懸置上端 X、 Y、 Z三個方向的力信號，依據GB/ T18697-2002聲學-汽車車內噪聲測量方法中傳聲器位置選擇聲壓檢測點位置，利用聲學有限元模塊來預測車內的聲場。駕駛員右耳旁和副駕駛左耳旁 A計權聲壓級分別為圖3和圖4所示。

可以看出，駕駛員右耳旁和副駕駛左耳旁A計權聲壓級曲線趨勢基本一致，表3所示為兩個測點在0-100 Hz內峰值頻率和對應峰值頻率下的A計權聲壓級。其中駕駛員右耳旁最大聲壓級出現在57Hz處，頂蓋的振動較大，為主要噪聲源。副駕駛左耳旁最大聲壓級出現在92Hz處，頂蓋橫梁處以及前圍左下方的振動較大，為主要噪聲源。

為了驗證仿真的正確性，以駕駛員右耳旁為例進行實測，與仿真結果進行比較，發現仿真結果和試驗結果基本一致。

在輕卡駕駛室中，各個板件和區域都會對駕駛室聲場產生不同聲壓貢獻量，所以優化駕駛室的聲場需要進行駕駛室聲學板塊貢獻量分析。將駕駛室劃分為1前擋風、2前圍板、3左側車門、4左側車窗、5頂蓋、 6右側車門、7右側車窗、8后圍、9后地板、10前地板10個板件，以聲學貢獻系數表示駕駛員右耳旁測點和副駕駛左耳旁測點的聲壓貢獻情況。各板件對駕駛員右耳旁和副駕駛左耳旁兩個測點在57Hz和92Hz下的聲學貢獻系數如圖5和圖6所示。

從圖中可以看出，聲壓貢獻量較大的板件為2前圍板、5頂蓋、8后圍、9后地板、10前地板，對這些板件優化可以降低振動。通過適當增加板件厚度，調整頂蓋加強筋位置，加強車門與地板之間的連接關系等方法，可以達到改善駕駛室聲學環境的效果。因考慮輕量化問題，板件厚度不可過度增加。

圖3 駕駛員右耳A計權聲壓級

圖4 副駕駛員左耳A計權聲壓級

4 結語

利用驗證正確的駕駛室聲固耦合模型，預測駕駛室耦合聲場得到以下主要結論：在36 Hz、57 Hz、73 Hz、75 Hz、82 Hz 和92 Hz處，駕駛室振動響應達到峰值，駕駛室頂棚為主要響應部件。通過分析駕駛室聲學板塊貢獻量，得到駕駛員右耳旁測點和副駕駛左耳旁測點的聲壓貢獻情況，找出左側車門、頂蓋、后圍、后地板和前地板為兩測點聲壓主要正貢獻板件，可以適當增加板件厚度，調整頂蓋加強筋位置，加強車門與地板之間的連接關系，從而優化輕卡駕駛室聲學環境。