基于加筋板振動力學理論的車身阻尼材料設計

張 宇，王夢翔，楊家友，李 進

（1.重慶電子工程職業學院智能制造與汽車學院，重慶 401331；2汽車噪聲振動與安全技術國家重點實驗室，重慶 401122；3東風小康汽車有限公司汽車技術中心，重慶 400039）

1 引言

汽車NVH性能是駕乘人員的直觀感受，往往直接影響消費者的購買意愿和使用滿意度。車輛在怠速或加速工況的某個轉速下若驟然有明顯壓迫耳膜感的轟鳴（Booming）噪聲[1?2]，這極易引起人耳不適，甚至頭暈、惡心，難以接受的舒適度必將導致駕乘人員產生抱怨和提起投訴。而低頻轟鳴噪聲是一種極難控制和消除的噪聲[3]，因此它成為汽車NVH性能研究的焦點之一。解決車內轟鳴噪聲問題通常有以下途徑：控制振動傳遞，衰減車身激勵[4]；加強壁板剛度，降低輻射噪聲[5]；優化結構頻率，避免聲固耦合[6?7]。

其中，在車身壁板進行阻尼處理，可提高車身壁板的吸隔聲性能，是降低車內低頻噪聲的重要手段[8?10]。但是阻尼材料的使用會造成車身質量的增加，進而帶來更大的質量慣性與滾動阻尼，影響燃油經濟性[11]。因此，合理的阻尼處理，不但可達到控制噪聲的目的，而且可以滿足輕量化設計要求。

采用聲固耦合仿真技術模擬某車型車內噪聲水平，并通過研究加筋板結構的動態力學性能，提出車身阻尼材料設計方案，以期為低噪聲車身鈑金結構設計提供理論參考和方案借鑒。

2 加筋板動力學理論

設一加筋板結構，如圖1所示。基板厚度為t，長為a，寬為b，彈性模量為E，剪切模量為G，密度為ρ，泊松比為μ。沿X軸加強筋間距為a1，沿Y軸加強筋間距為b1。

圖1 加筋板結構示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Stiffened Plate Structure

基板中面任一點的振動位移用向量表示為：

式中：u v w—基板中面沿x，y，z方向的位移；θx θy—基板中面法線在x-z平面和y-z平面內的轉角。

由Mindlin理論得基板應變能為：

式（3）、式（5）將加強筋上的模態應變能“平攤”到基板上。將式（2）與式（3）、式（5）相加即得到加筋板基板應變能[12]。

加筋板具有質量輕，剛度大的特點，在車身上得到普遍應用。上述研究可為車身壁板阻尼材料設計提供理論指導。

3 車內加速噪聲評價

在車型正向開發CAE仿真階段，運用聲固耦合仿真技術模擬外部激勵下車內噪聲水平，可以提前預估NVH性能，盡早開展優化工作，從而縮短開發周期，提高開發效率。

在某MPV車型開發CAE分析階段，為模擬預測加速工況下車內噪聲水平，建立白車身?開閉件?聲腔耦合仿真計算模型。在動力總成左、右懸置被動端和副車架與車身安裝點施加（20～200）Hz的白噪聲單位激振力，如圖2所示。計算得到車內噪聲測點噪聲性能，如圖3所示。

圖2 車內噪聲激振點示意Fig.2 The Noise Excitation Point Inside Car

圖3 車內噪聲測點聲學性能Fig.3 Acoustic Performance of Noise Measurement Point in car

由圖3 可知，車內前、后排在42Hz、45Hz、47.5Hz、53.5Hz的低頻域集中出現多個明顯噪聲峰值。這類低頻噪聲很可能成為實車加速轟鳴誘發因素。因此，需要引起關注并采取預防措施。

4 車內噪聲原因分析

4.1 車室聲腔模態分析

為進一步研究該車型加速工況下車內噪聲性能，對車室聲腔模態頻率進行分析。由于座椅對低階聲腔模態頻率影響較大，在進行聲腔建模時引入座椅表面蒙皮結構。通過有限元仿真計算，獲知一階聲腔模態頻率為46.15Hz，模態振型，如圖4 所示。由圖4可知，后排座椅區域車室空氣壓強變化較前排明顯，且一階聲腔模態頻率與車內低頻噪聲主要峰值頻率耦合。表明車內低頻噪聲峰值是由于聲固耦合所致。下一步工作則是針對問題頻率尋找車身壁板振動激勵源。

圖4 一階聲腔模態振型Fig.4 First?Order Acoustic Cavity Mode Shape

4.2 車身壁板振動分析

面積較大的車身鈑金覆蓋件極易在外界振動激勵下產生輻射噪聲，也因低階模態頻率分布密集而易與聲腔模態頻率耦合引起轟鳴問題。車身頂蓋、側圍壁板、地板等區域皆為大面積鈑金覆蓋件，應引起重點關注。通過分別對上述車身大面積鈑金覆蓋件的模態頻率進行計算獲知，該車型頂蓋存在頻率為44.98Hz的局部模態，如圖5所示。該頻率與加速工況下車內低頻噪聲主要貢獻頻率和車室聲腔模態頻率基本吻合，而且振幅區域主要位于后排座椅上方，頂蓋上下拍動極易引起后排座椅附近空氣壓強變化從而導致車內噪聲更加突顯。這在圖3中已得到體現。至此可以初步判斷車身頂蓋是導致加速工況下車內后排低頻噪聲峰值明顯的主要因素之一。

圖5 車頂后部局部模態振型Fig.5 Partial Mode Shape at Rear of Roof

5 車內噪聲優化控制

5.1 控制措施

欲改變聲腔模態頻率和車身鈑金結構模態頻率需要重新設計車身內部尺寸和車身鈑金結構，影響整個車型開發周期和設計方案。而在車身鈑金件上敷設合理的阻尼材料可抑制車身壁板在外界激勵下的振動幅值，從而降低輻射噪聲，實現改善車內噪聲性能的目的。根據第2節內容，為獲知頂蓋上合理的阻尼層鋪設位置，首先需要獲知模態應變能分布。計算得到頂蓋在（40～55）Hz低頻范圍內各階模態綜合應變能，如圖6所示。

車身頂蓋為典型的加筋板結構，從圖6可知其模態應變能主要集中分布于尾部兩根加強筋上。故難以據此設計精準的阻尼層布局。因此，需要運用加筋板動力學理論，將加強筋的應變能“平攤”到頂板上，從而為阻尼層設計提供理論指導。

圖6 車頂后部局部模態應變能Fig.6 Modal Strain Energy at Rear of Roof

由結構對稱性，將頂板阻尼層敷設預留位置分為A?F六個板塊。根據式（3）、式（5），將頂蓋尾部兩根加強筋上的應變能沿車身前?后、左?右方向“平攤”到頂板上，并考慮制造工藝可行性，各板塊阻尼層面積比，如表1所示。

表1 各板塊阻尼層面積比Tab.1 Damping Layer Area Ratio of Each Plate

最終得到頂蓋阻尼層空間布局，如圖7所示。在阻尼材料建模時，選用某常用品牌粘貼型約束阻尼材料，其性能參數，如表2所示。

圖7 頂蓋阻尼層空間布局Fig.7 Roof Damping Layer Space Layout

表2 頂蓋阻尼層材料性能參數Tab.2 Roof Damping Layer Material Performance Parameters

5.2 效果驗證

計算得到80Hz低頻范圍內頂蓋粘貼阻尼材料后車內后排噪聲聲壓級，如圖8所示。

從圖8分析可知，當頂蓋敷設阻尼材料后，車內后排座椅噪聲測點在（40～55）Hz低頻段內噪聲峰值衰減10dB（A）以上。表明本文提出的阻尼材料設計方案對車內加速噪聲改善效果明顯。

圖8 頂蓋阻尼材料優化對車內后排噪聲影響Fig.8 The Change of Noise in Car After Roof Damping Material Optimization

6 結論

（1）運用加筋板動態結構力學特性，將集中于加強筋上的應變能轉移到基板上，可作為車身壁板阻尼材料設計依據。

（2）結合某車型加速工況下車內噪聲仿真分析實例，根據加筋板結構應變能計算理論，提出了一種頂蓋阻尼材料設計方案，經驗證該方案使關注頻段的車內噪聲峰值衰減10dB（A）以上。