某特種車模態分析

王坤祥

摘 要：為了更好地探究車內低頻結構噪聲 采用有限元法建立某特種車的有限元結構模型、車內聲腔模型和聲固耦合模型 分析了具有代表性的局部結構模態 車內空氣在其固有頻率下聲壓的振動情況以及對比分析耦合模型和結構模型 為找出對車內振動噪聲貢獻量大的部件提供參考。

關鍵詞：有限元法;模態;聲腔模型;聲固耦合模型

中圖分類號：U461.4? 文獻標識碼：A? 文章編號：1671-7988（2020）18-125-04

Abstract： In order to better explore the low-frequency structural noise in the vehicle， the finite element structural model， the sound cavity model and the acoustic-solid coupling model of a special vehicle are established by the finite element method， and the representative local structural modes are analyzed， the vibration of the air pressure in the vehicle at its natural frequency and the comparison and analysis of the coupling model and the structure model provide a reference for finding out the components that contribute a lot to the vibration and noise in the vehicle.

Keywords： Finite element method; Modal; Acoustic Cavity Model; Acoustic-structure coupling Model

CLC NO.： U461.4? Document Code： A? Article ID： 1671-7988（2020）18-125-04

引言

結構聲學和空氣聲學是汽車NVH研究非常關注的兩個問題。結構聲學是汽車在受到動力總成、路面不平度、輪胎不平衡動態力以及雨點對車頂的均布激勵載荷等機械力的激勵下產生的振動在車體結構中的傳遞 引起相關構件的振動 最后通過空氣噪聲的方式輻射出來 也被稱作“結構傳播聲學”;通過大量研究得出由結構振動所引起的車內噪聲主要是在低頻范圍內 一般在20～200Hz[1]。特別是隨著今年來計算機科學的快速發展 模態分析被廣泛運用于對車身結構、車內聲腔的固有動態特性的計算 并逐漸作為車內聲學設計不可或缺的流程。同時 以美國通用為代表的車企對車輛聲固耦合特性做出了大量的研究[2-5] 包括：建立分析車內結構和聲學模態的模型方法 探究出邊界（車身的板壁結構）振動對于車內噪聲的影響 車內聲壓與邊界的振動關系 通過建立聲-結構耦合的有限元模型 成功求解出彈性邊界條件下的聲模態以及車身結構的約束模態 以及對車內噪聲的預測分析。本文是以某特種車車身結構作為研究對象 建立其整車結構的有限元模型、車內聲腔模型以及聲固耦合模型 通過模態分析 為車內低頻噪聲分析提供指導。

1 車身有限元模型的建立和結構模態分析

1.1 建立整車FE模型

首先對整車三維模型進行提取車身部分的幾何模型 導入HyperMesh前處理軟件中進行幾何清理 并抽取中面。本文主要是對車身模態分析 對模型的簡化處理應在保證仿真的準確性的前提下盡可能的降低計算量 就需要嚴格控制網格質量 包括單元的最大和最小內角、長寬比、翹曲度、雅克比等 網格質量標準如表1所示。

在Hypermesh軟件中建立的車身結構有限元模型 包含該特種車的門窗以及玻璃等 建模和網格劃分過程中忽略用來安裝定位的小孔、面與面之間的過渡圓角等對車身的剛度的影響 默認了門窗玻璃與駕駛室的剛性連接及門關緊后和駕駛室的剛性連接 且車身結構有限元模型中個四邊形單元數185125 三角形單元數1682 三角形單元所占比例小于1% 如圖1所示。

1.2 車身模態分析

車身剛度不僅是車輛在車身設計過程中最重要的指標之一 同時也是決定汽車品質和性能的重要指標。在Hypermesh軟件中建立好模態仿真分析的的工況 導出“bdf”格式文件 并在Nastran中進行求解 由于特種車的橫縱梁、車架以及加強筋等部分的強度和剛度大 所以對該特種車進行模態分析時車身沒有明顯的一階彎曲振型和扭轉振型;其模態振型以局部振動為主。模態振型如圖2所示。

（a）頂蓋一階模態（6.37 Hz）

（b）后門局部一階模態（12.47Hz）

通過對車身結構的模態分析可知：頂蓋、前中后車門和側圍板的剛度較小 如果在受到激勵作用時這些部件會有明顯的振動 并通過聲輻射的方式向車內輻射噪聲 而形成車內低頻結構噪聲的主要激勵來源。

2 車內聲腔模型的建立與模態分析

2.1 建立車內聲腔模型

求解車內聲腔模態 必須考慮聲腔網格單元的幾何尺寸與求解的頻率范圍之間關系。由于文中主要是對車內低頻噪聲進行分析（主要考慮結構噪聲） 聲音在空氣中的傳播速度為c=340m/s 每個波長至少包含6個單元 所以根據計算公式得出單元尺寸取值為：。通過對求解時長和模型精度等多方面考慮 最終選取網格尺寸取值為80mm。又考慮到座椅對車內聲學的影響 從而建立帶有座椅的車內空腔有限元模型如圖3所示 并設置好模態分析工況[6]。

（a）車內整體聲腔有限元模型

（b）車內聲腔? 有限元模型

2.2 車內聲腔模態分析

（a）縱向第一階（35.98Hz）

（b）橫向第一階（74.77Hz）

進行聲腔模態分析的目的是查看車內空氣在其固有頻率下聲壓的振動情況。使用Nastran軟件對設置好工況的聲腔有限元模型進行求解 前6階的聲腔的固有模態 其中每階的對應的模態頻率分別為：35.98 Hz、71.69 Hz、74.77 Hz、82.53 Hz、100.24 Hz 、107.47 Hz;其中 縱向和橫向一階模態的振型如圖4所示。

從模態振型圖中可分析得到：縱向第一階聲學模態的振型以縱向變化為主 圖中的藍色區域表示聲壓趨于零的節面位置 并可以看出離節面位置越近聲壓級越小 離節面位置較遠的聲腔最前部和最靠尾部的聲壓級最大;橫向一階聲學模態的振型會在橫向截面中間位置處形成一個藍色的界面 其聲壓趨于零 在遠離該節面的位置處即后排乘客中間位置處的聲壓值最大。

3 聲固耦合模型的建立與模態分析

3.1 整車聲固耦合模型的建立

車內空氣在密封作用下和車內聲腔包羅面的各板件連在一塊 車身板件在外界激勵下引起振動時 又會對車內空氣形成擾動 會使得車內聲腔的聲壓級發生改變 與此同時 車內聲壓的變化又會對車身板件形成一定的影響 即：兩者會形成相互影響的過程。在Hypermesh中完成聲固耦合模型的網格前處理工作 用記事本打開導出的整車耦合模型的“bdf”文件 把“ACMODL IDENT”添加在“BEGIN BULK”下面 完成模型的耦合設置。如圖5所示 下面給出了隱藏了門窗和玻璃的整車的聲固耦合模型。

3.2 聲固耦合模型的模態分析

（a）聲腔模態35.98Hz

（b）耦合模態35.39Hz

對聲腔和車身板件的耦合模態分析 其目的是得到聲腔包絡面的各板件振動對車內聲腔的影響。本文采用Nastran軟件對耦合模型的模態進行仿真計算 取前六階在耦合作用后的聲學模態頻率為：35.39、71.27、73.35、82.15、100.76、106.52;部分模態振型對比 如圖6所示。

特種車的聲腔固有頻率和對應的以聲壓變形為主的耦合模態頻率非常接近 振型也基本保持一致。但是從振型圖的來看耦合狀態下的聲腔振型的幅值稍小于聲腔固有模態振型的幅值 說明車身結構產生的振動會引起車內聲腔的聲壓發生變化 從而影響到車內聲腔的模態頻率與振型。

同樣采用Nastran軟件對耦合模型和結構模型的模態進行仿真計算 取前六階在耦合作用前后的結構模態頻率對比 如表2所示。部分模態振型對比 如圖7所示。

（a）結構模態6.37 Hz

（b）耦合模態6.24 Hz

特種車車身結構模態與以結構為主導的耦合模態頻率和振型基本吻合 但結構模態頻率稍高于對應的以結構為主導的耦合模態頻率 其原因可能是車內空腔的空氣阻尼作用;綜上可得出由該特種車的車內空腔振動而引起其結構振動甚微。

4 總結

（1）以車身板件結構為主的振動對車內聲腔聲學模態影響較大 而由該特種車的車內空腔振動而引起其結構振動甚微;所以車內底頻噪聲主要有其結構振動產生。

（2）通過對該特種車的模態分析

得出其固有頻率與振型 確定了車身結構容易受到外部激勵而形成共振的頻率段。

（3）通過模型的建立 可以為后續的低頻噪聲的頻響分析和與實測測試對比驗證模型有效性做鋪墊。對產品的正向設計提供可靠的支撐。

參考文獻

[1] 高中美，曾發林.車室噪聲預估及聲-固耦合有限元分析[B].拖拉機與農用運輸車.2006.2.

[2] S.H.Sung.Automotive applications of Three-dimensional acousticfinite element methods. SAE paper 810397.

[3] S.H.Sung.A coupled structure-acoustic finite element model for vehicle interior noise Analysis.Transation of the ASME vol. 106. 1984.

[4] D. J.Nefske. Vehicle interior acoustic design using finite element methods Int， J. Of Vehicle design .vol6 no. 1 .1985.

[5] D.J.Nefske. Automobile interior noise prediction using a coupled structure-acoustic finite element model.Int. J. of vehicle design. Vol. 6 no.l 1986.

[6] 劉美志，楊鄂川，劉偉.某特種車車內低頻噪聲分析與改進[J].噪聲與振動控制，2016，36（02）：121-125.