開閉件聲腔對噪聲傳遞函數分析的影響*

姚雨涵 張勝蘭 夏洪兵 劉 偉

（1.湖北汽車工業學院汽車工程學院 十堰 442002）

（2.中國汽車技術研究中心有限公司汽車工程研究院 天津 300300）

1 引言

隨著汽車設計水平及生產技術的不斷提高，汽車的舒適性成為區分汽車品質的重要因素之一。車身內的振動和噪聲是衡量乘坐舒適性的重要指標，從車身的角度對噪聲傳遞函數（NTF）進行分析是控制汽車噪聲在現代汽車開發過程中重要的步驟之一［1］。而NTF 分析通常需要準確獲取聲腔的聲學特性參數。耦合封閉聲腔的廣泛存在于各種工業和生活場合，如飛機、船舶及車輛艙室等環境下的噪聲控制。國內外學者利用許多方法對封閉聲腔的聲輻射進行了大量的研究。Pan［2］從理論和試驗對耦合封閉聲腔的ASAC 機理進行了深入的研究，王園等［3］分析了聲腔深度對聲腔模態與板模態傳遞因子大小、耦合系統共振頻率、模態衰減時間的影響。趙樂斌等［4］建立有無座椅兩種狀態下的聲腔，仿真聲固耦合模態參數驗證座椅聲腔的必要性。本文主要對基于附加開閉件的聲腔進行研究，將對比傳統聲腔模型，對添加開閉件聲腔模型與車身結構間的耦合特性進行深入分析，考慮兩種聲腔模型下的噪聲傳遞函數分析結果。為探索開閉件聲腔模型對噪聲傳遞函數仿真分析的影響，分別建立傳統車內聲腔模型的聲固耦合系統和附加開閉件聲腔的車內聲固耦合系統。采用以聲腔模態分析、板件貢獻量分析、原點動剛度分析三種方法并結合所選車型的NTF 曲線特點，有針對性地分析開閉件聲腔在聲腔建模時需要被考慮的原因。并通過NTF 實驗驗證了模型的準確性和方法的有效性。

2 車內聲學特性機理分析

2.1 車內結構噪聲機理分析

車內結構噪聲由發動機和外界激勵通過傳動系統和懸架傳遞到車身板件上，激起板件的振動，引起車內聲腔體積的變化，使得聲壓波動，造成噪聲的產生。同時，聲腔內的空氣通過運動作用在車身上，也會激起板件的振動。因此，車身板件和聲腔存在相互作用［5］。它們之間的耦合關系可以耦合矩陣R表示。

板結構施加在流體上的力的關系式，如式（1）所示。

式中U?為加速度，F1為板結構施加在流體上的力。

流體作用在板結構上的力的關系式，如式（2）所示。

式中，Ff為流體作用在板結構上的力，Q為聲腔的聲壓。

將封閉空間分成若干個小空間進行離散，則流場內的波動方程可以寫成有限元矩陣方程，如式（3）所示。

式中：Mf為流體等效質量矩陣；Cf為流體等效阻尼矩陣；Kf為流體等效剛度矩陣；P 為各節點的聲壓向量；P?為聲壓一階導數向量；P?為聲壓二階導數向量。

將板件的振動輸入賦值在聲腔上，則得到關系式，如式（4）所示。

板件振動推動聲腔聲壓變化可以體現出聲壓變化的特征。同時，板件與聲腔振動的頻率接近時會發生共振，產生車內轟鳴聲。因此，聲腔與車身板件的耦合分析可以找到引起共振的板件并改進其結構有效地控制轟鳴聲，是車內結構噪聲分析與優化的基礎。

2.2 聲腔系統模態機理分析

與車身結構系統類似，聲腔也具有模態振型、頻率。在某一頻率下，聲波在車身聲腔內傳播時，入射波與反射波存在相互抵消或疊加的關系，在不同位置產生不同的聲壓分布情況［6］。當邊界的結構運動向量為零向量時，有限元流體方程為

式中：Mf為流體等效質量矩陣；Kf為流體等效剛度矩陣；p為單元節點壓力。

其特征方程為

由此分析計算聲腔模態的頻率和振型。關注聲腔模態對于聲腔在改變結構控制車內噪聲是十分關鍵的，因此，在仿真過程中，關注聲腔模型的準確性是有意義的。

3 有限元仿真模型分析

3.1 模型建立

噪聲傳遞函數的模型包括內飾車身模型和聲腔模型。利用HyperMesh 軟件建立車內聲固耦合系統的有限元模型。內飾車身模型包括白車身、動力總成懸置、四門兩蓋、座椅總成、副車架等，主要采用四邊形和少量三角形殼單元劃分網格，選取單元大小為10mm。本項目針對SUV 車型轎車，建立結構內飾車身模型如圖1所示。

圖1 內飾車身模型

聲腔建模的目的是為了仿真車內空氣的作用。空氣作為一種媒介具有固定的屬性，因此聲腔模型是仿真工作中必須建立的模型。聲學網格的尺寸必須小于波長的1/6［7］。根據計算，選取模型單元大小為50mm，聲腔采用四面體單元進行離散，材料屬性為流體，采用MAT10 來定義。傳統車內聲腔模型通常只包括空氣腔和座椅聲腔兩部分，如圖2（a）所示。作為本文研究對象，另外還需建立開閉件（四門）聲腔模型，如圖2（b）所示。

圖2 聲腔模型

3.2 NTF分析及對比

噪聲傳遞函數（NTF）是指在一個系統中，輸出噪聲（如駕駛員右耳聲壓）與輸入激勵載荷（如在車身關鍵接附點施加振動激勵）的比值。采用模態頻響法，計算單位載荷下駕駛員右耳側的聲壓變化曲線［8］。整個分析模型不施加任何約束，為自由狀態，在車身和底盤的15 個主要接附點處分別施加X、Y、Z 方向，大小為1 N 的激勵，內飾車身模型分析頻率范圍為20Hz～200Hz，聲腔模型分析頻率范圍為0～600 Hz。在內飾車身模型不變的前提下，分別計算采用常規聲腔模型和附件開閉件聲腔的聲腔模型的噪聲傳遞函數。將同一接附點，同一方向的兩條聲壓曲線進行對比，得到如圖3 所示聲壓變化曲線。

圖3 NTF聲壓變化曲線對比

由聲壓變化曲線可看出，添加開閉件聲腔后，聲壓曲線呈現的規律是：幅值發生改變，峰值頻率基本未變。因此，四門開閉件聲腔對NTF結果影響較大，最大影響處有6dB 的差異。因此需要聲腔模態分析，板件貢獻量分析，車門內/外板IPI（原點動剛度）相位分析等輔助分析NTF聲壓曲線變化產生的原因。

3.3 聲腔模態分析

附加開閉件聲腔的聲腔模態分析可以體現出壓力的變化，每階聲腔模態都有不同的振型。仿真得到車內前200Hz 范圍內的聲學固有頻率與模態振型，前6 階的振型圖如圖4 所示。

圖4 開閉件聲腔模態振型圖

由仿真結果可以看出，在200Hz內，開閉件（四門）的聲腔無明顯模態，可以排除左右門聲腔自身模態問題。

3.4 板件貢獻量分析

包圍聲腔的各個結構板件對參考點聲壓響應的貢獻量稱為板件貢獻量［9］。為分析與開閉件聲腔產生影響的因素，將四門的內/外板作為聲學板件貢獻量分析的重點板件。以后副車架右后接附點X向為例，附加開閉件聲腔與傳統聲腔對比計算出的其NTF 曲線（圖3（a））在73Hz 左右降低，在90Hz左右提升。由此，找出73Hz和90Hz附件的板件模態變化與板件貢獻量，如圖5所示。

圖5 關鍵頻率附件的板件模態振型圖

根據圖5 所示的車門模態，72.72Hz 存在左后車門、右后車門的外板模態；90.09Hz存在左后車門內板模態。根據圖6 所示的板件貢獻量，右前門內板在73Hz 貢獻量明顯；90Hz 時，左前門內板、左后門內板負貢獻量明顯。內板與聲腔直接接觸，其振動對聲腔內聲壓變化有直接影響，且從板件貢獻量看，內板的振動對車內聲壓影響最大。而外板有模態，對NTF 的變化有一定的貢獻，但不是因外板向內板傳遞輻射導致，并非主要貢獻。因此，外板、聲腔模態與內板發生相互作用，改變內板輻射振動質量能量的可能性最大。

圖6 板件貢獻量分布圖

3.5 內/外板IPI（原點動剛度）相位分析

IPI（Input Point Inertance）分析是頻響分析的一種［10］。為獲取車門內、外板的相位作用，在車門的內外板各取一點，施加單位簡諧激振力，激勵點同為響應點，輸出加速度幅值和相位。其相位圖如圖7所示。

圖7 車門內/外板相位圖

由相位圖可以看出，內/外板X 方向上在80Hz附件具有相反的相位，Y 方向上在120Hz 附近相位相反、Z 向的振動相位在80Hz～120Hz 不同，因此車門的內外板對振動有增益/抵消作用，從而影響附加開閉件聲腔的車內聲-固耦合系統仿真結果中的NTF曲線變化。

4 噪聲傳遞函數試驗驗證

為進一步對前述分析方法的有效性進行驗證，開展了相關的結構力-振動噪聲響應傳遞函數NTF試驗。 試驗采用力錘激勵法，利用LMS SC316-UTP（48）數據采集器和BW 13510加速度傳感器測試裝飾車身的NTF 傳遞函數。響應點為車內駕駛員右耳位置噪聲，測試頻率帶寬為20Hz～200Hz［11～15］。外力激勵點位置位于前/后副車架等接附點，圖8為傳感器接附點位置。

圖8 激勵接附點位置圖

利用LMS Test.Lab 軟件測試，整理測試結果，并與有無附件開閉件聲腔的兩組仿真數據進行對標得到如圖9所示曲線。

由圖9 可知，試驗測試得到的響應與兩種聲腔模型仿真計算得到的響應對比可知，采用附件開閉件聲腔的聲腔模型系統更接近試驗測試結果，峰值響應對應的振頻基本與試驗測試吻合，即驗證了仿真中附件開閉件聲腔的聲腔模型更準確，更具有效性。

圖9 NTF對標曲線

5 結語

本文有針對性地分析了開閉件聲腔在聲腔建模時需要被考慮的原因。得到結論如下：在噪聲傳遞函數特性仿真分析中，聲腔模型建立的不合理將會影響聲腔的聲學特性參數辨識。開閉件聲腔對噪聲傳遞函數分析結果的影響集中體現在NTF 曲線變化80Hz～120Hz 之間。因外板-內板振動相位不同，對振動有增益/抵消作用，從而改變NTF 曲線。因此，開閉件聲腔對噪聲傳遞函數分析結果影響較大，建模時需考慮添加。附加開閉件聲腔的聲腔模型表面振動具有方向性，這對于車內結構噪聲控制具有指導作用，可有針對性地進行建模分析，解決實際工程問題。