某試驗車車門關門聲優化研究

黃豐云，張 琳

(武漢理工大學 機電工程學院，湖北 武漢 430070)

汽車關門過程產生的噪聲會影響乘客對汽車乘用舒適性的評判，間接影響到消費者的購買欲望，影響汽車的銷售量，因此降低開關門聲是目前企業的一個研究方向[1]。

汽車關門噪聲源于汽車車身結構的振動，在車門結構的設計期間，采用優化算法對車門結構進行減震降噪設計，降低車門關閉過程中噪聲的聲壓值，提升消費者的使用舒適性，加強購買欲望。研究汽車關門聲的聲品質主要在于控制車門在關閉過程中所產生的噪聲聲壓大小，Sung及Zhang等學者研究的主要內容是探究汽車車門關閉過程產生的振動與車內聲壓之間的關系[2-4]，大多是在汽車生產完成后，以實車為對象進行試驗，通過測量試驗中的車門結構振動速度來計算車內的聲壓值，這種方法是在汽車樣品生產完成后進行試驗，無疑會加大汽車產品的制造成本，并拉長產品的設計周期。隨著CAE技術的發展，有限元、邊界元的應用逐漸成熟，研究者開始利用軟件仿真來預測汽車關門過程的噪音值[5-6]，試圖在汽車未生產之前對汽車車門進行優化，降低生產成本，縮短設計周期。

1 車門剛度及模態分析

1.1 車門系統動力學方程

NVH表示的是噪聲(noise)、振動(viberation)以及聲振粗糙度(harshness)的英文縮寫，汽車NVH性能描述的是汽車在振動及噪聲的作用下，乘員的主觀舒適性感受特性，可以用振動、噪聲等性能的客觀物理量加以衡量。車門結構的振動特性對關門聲的噪聲聲壓有一定的影響，分析車門結構的模態性能和剛度性能可以準確地識別出引起車門結構產生噪聲的來源，更好地控制車門關閉過程產生的噪聲[7]。

車門系統包括車門板件、鉸鏈、鎖扣以及密封膠條等結構。車門板件主要是由車門外板、車門內板、加強板及防撞梁等構成，通過鉸鏈及鎖扣與汽車車身相連接，車門系統結構如圖1所示。

圖1 車門系統

車門系統的振動方程可表示為：

Mx··+Cx·+Kx=F0eiωt

(1)

式中：M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；x為坐標列陣；F0為激勵力列陣。

將廣義坐標轉換成主坐標xp，對式(1)兩側同時左乘模態矩陣Φ的轉置矩陣φT，得到以主坐標為變量表示的動力學方程：

Mpx··+Cpx·p+Kpxp=Fpeiωt

(2)

式中：Mp為主質量矩陣；Cp為模態阻尼矩陣；Kp為主剛度矩陣。

為簡化計算，將多自由度車門系統動力學方程解耦為n個主坐標的微分方程[8]，可表示為：

Mpjx··pj+Cpjx·pj+Kpjxpj=Fpjeiωt(j=1,2,…,n)

(3)

將式(3)化為標準形式，即：

x··pj+2ζjωjx·pj+ω2jxpj=Bjω2jeiωt(j=1,2,…,n)

(4)

式中：Bj=FpjKpj；ζj=cpj2ωjMpj，ζj為第j階模態的阻尼比。

由上述分析可知，對于多自由度有阻尼系統的振動分析，可先將該系統的動力學方程解耦為以n個主坐標表示的單自由度系統的微分方程，分析方法與單自由度有阻尼系統一樣。考慮到不同阻尼的性質及數學描述是不同的，為簡化計算，筆者采用無阻尼的多自由度系統進行分析。

將多自由度無阻尼的車門系統解耦成n個單自由度系統，其單個主坐標微分方程表示為：

Mpx··p+Cpx·p+Kpxp=f1ejωt+f2ej2ωt

(5)

式中：f1ejωt和f2ej2ωt為考慮車門的前兩階激勵;ω為激勵頻率。

現假設xp=aejωt+bej2ωt，λ=ωω0，式中a、b為系數，ω為車門結構的固有頻率。

車門系統解耦為單自由度無阻尼振動系統時的載荷可表示為：

Fp=Kp·xp=f11-λ2ejωt+f21-4λ2ej2ωt

(6)

從式(6)可看出車門系統的受力振動主要受外部激勵的頻率值及λ比值影響。外部激勵成分較為復雜，無法準確預測；比值則主要受固有頻率ω0的影響，由固有頻率計算公式ω0=12πKpMp可知，在保證車門系統質量一定時，提高車門的剛度可以增大車門的固有頻率，從而降低車門在受到載荷作用時的振動影響。

1.2 車門垂直剛度分析

車門垂直剛度是評價汽車性能的指標之一。當車門承受自身重量以及乘客施加的垂直向下的載荷時，車門仍然能保持原結構不變形的抗變形能力，車門剛度較好，即使車門承受較大的載荷，車門也不會發生大的變形而造成車門系統損壞；車門剛度差，會影響車門鎖扣，造成較大的關門力和關門噪聲，甚至導致車門卡死，影響消費者的使用。

參照國內大部分汽車公司的設計標準對車門的垂直剛度進行分析，利用HyperMesh軟件對車門施加載荷及約束，得到該工況下車門垂直剛度的位移云圖。

筆者根據某試驗車的原始車門模型，利用三維建模軟件進行副駕駛側車門板件的幾何模型建立，右側車門模型如圖2所示。

圖2 右側車門模型

考慮到汽車的車門結構十分復雜，為簡化計算提高計算效率，在合理范圍內，簡化或去除一些對分析結果影響較小的結構，如圓角、小孔等。將模型導入CAE分析軟件做模型前處理，網格劃分采用四邊形單元，對于復雜過渡曲面則采用三角形單元輔助劃分。車門網格劃分結果如圖3所示，其單元數為96 338；節點數為97 745；鉸鏈安裝孔處約束全部自由度；垂直方向施加800 N的載荷于鎖扣位置；最大變形量為11.17 mm；垂直剛度值為71.2 N/mm。

圖3 車門網格劃分

車門垂直剛度位移云圖如圖4所示。從圖4可知，車門下垂位移量較大，車門鎖扣一側位移量較大，窗框右上側的位移量最大，易導致車門發生翹曲變形，車門剛度較低，可以繼續提高。

圖4 車門垂直剛度位移云圖

1.3 車門模態分析

車門模態分析是研究車門系統振動特性的重要步驟，根據車門結構的固有頻率可為車門的形貌優化和聲場強度分析奠定基礎。由于車門所受外界激勵大部分為低頻的，低階振動比高階振動對車門性能的影響大，故只保留車門低階振動特性。約束施加在車門鉸鏈處與車門鎖扣處，分別約束其全部自由度，求解車門板件的前4階模態。車門前4階模態振型如圖5所示。計算結果如表1所示。

圖5 車門前4階模態振型

表1 車門板件前4階模態頻率及振型描述

按照車門設計原則，車門固有頻率應控制在20～40 Hz之間[9]，顯然此車門固有頻率較低，不符合要求，仍需改進。

2 車門聲輻射分析

2.1 邊界元法

邊界元法是在邊界上離散，適用于求解無限域問題，具有較好的精確度和可靠性。在聲輻射求解上，當計算模型很大時，只需利用邊界元算法，提取模型的面網格即可，計算量小，準確性高。筆者運用直接邊界元法進行車門的聲輻射分析。

對于封閉網格的內部聲場或外部聲場，直接邊界元法可直接計算，其系統方程為：

Hp=Jvn

(7)

式中：H和J為影響矩陣；p為流體模型表面的節點壓力；vn為流體模型表面法線方向的節點速度[10]。

聲場中任意一點p處的聲壓為：

Pp=aTp+bTvn

(8)

式中：aT為聲壓系數矩陣；bT為流體模型表面法線方向上的節點速度系數矩陣；Pp為p點處的聲壓值。

2.2 車門板聲輻射分析

采用聲學仿真軟件LMS Virtual.lab對車門關閉的車內聲場響應進行計算分析，載荷激勵設置在車門鎖扣處，大小為800 N；計算頻率設在20～200 Hz之間，間隔為2 Hz；流體介質定義為空氣，聲速為340 m/s，密度為1.225 kg/m3。車門邊界元模型的參數設置完成后，進入聲學響應計算，可得到該車門模型在激勵頻率為180 Hz處的聲壓分布云圖,如圖6所示。由圖6可知該車門原始模型聲場輻射計算的最大聲壓值為143 dB。

圖6 原始車門模型在180 Hz處聲壓云圖

3 車門優化設計

3.1 車門形貌優化

從上述分析可知，該車門的模態性能及剛度性能仍有提高空間，利用有限元軟件中的優化模塊對車門內板進行形貌優化，計算出車門內板可優化區域，通過添加加強筋，提高車門剛度及模態性能。

優化設計目標為：車門下垂位移減小，車門前4階模態頻率提高。

優化設計約束為：最小起筋寬度為20 mm，起筋角為60°，最大起筋高度為8 mm。

優化設計變量為網格的單元密度。

優化計算完成后，車門的單元密度云圖如圖7所示，起筋優化形狀云圖如圖8所示。

圖7 單元密度分布云圖

圖8 起筋優化形狀云圖

從圖7可看出，車門內板左下角靠近鉸鏈處單元密度較高，接近于1，該區域是需要添加加強筋的位置。圖8中，深色部分為可進行優化的區域，可添加高度為4 mm加強筋結構。

根據形貌優化結果，加強筋的最優分布位置在車門左下角處，加強筋的高度設計為4 mm最為合適，考慮到原始車門模型的結構數據，加強筋的高度設計為20 mm，優化前后的車門設計結構如圖9和圖10所示。

圖9 車門原始結構

圖10 車門優化結構

3.2 優化前后車門性能對比

優化后車門前4階模態振型云圖、剛度位移云圖以及聲壓分布云圖如圖11～圖13所示。

圖11 優化后車門前4階模態振型

圖12 優化后車門垂直剛度位移云圖

圖13 優化車門后模型在180 Hz處聲壓云圖

通過在原始車門結構上添加加強筋進行優化，得到車門下垂位移減小，各階振動模態頻率有所提高，車門剛度及模態性能均有所改善，車門關閉過程產生的噪聲聲壓值有所減小，達到關門聲優化目標。數據對比如表2所示。

表2 優化前后車門性能及關門聲壓值對比表

4 結論

以某試驗車車門結構為研究對象，以降低車門關門噪聲為優化目標。根據優化設計結果、有限元仿真及聲學響應分析結果，得出以下結論：

(1)通過形貌優化設計，可確定車門結構可優化區域，在車門內板左下角處設置加強筋，可提高車門的垂直剛度及模態頻率，提高車門的振動性能。

(2)通過對車門振動性能的提升，可降低車門系統關閉過程中噪聲的聲壓值，提升車門的關門聲品質。