SRV车内低频噪声控制

陈 剑 文智明 李继锋

合肥工业大学安徽省汽车NVH与可靠性重点实验室,合肥,230009

0 引言

车内噪声主要由发动机、传动系、轮胎、液压系统及结构振动引起,产生的振动和噪声经过悬架系统、车身结构等的放大以结构噪声或空气噪声的形式进入车室空腔,形成车内噪声[1]。结构噪声频率主要集中在200Hz以下,给人的主观感觉为“booming”声,影响乘坐舒适性。常规的吸声降噪措施对低频噪声的作用不大,这个问题最实际的解决办法是修改车身结构[2]。本文以某SRV为对象,应用 MSC.NASTRAN、SYSNOISE软件并结合模态实验,提出一种优化板件厚度以有效降低车内噪声水平的方法。

1 结构与声学模型的建立

建立准确的有限元模型是取得可靠分析结果的前提。本文以实验获得的模态参数为依据,以通过模态实验和CAE分析得到的前4阶主模态的模态频率和振型的匹配程度为判断标准,对有限元模型进行参数修改与设定,使其达到最佳的符合程度[3]。

1.1 白车身有限元模型的建立

本文所分析的SRV承载式车身,由复杂的空间板壳结构经过点焊连接而成,车身板件由四节点或三节点壳单元来模拟,点焊由RBE3和Hex8的柔性连接方式来模拟。螺栓等连接由RBE2来模拟,在建模过程中要对模型进行简化以提高网格质量和计算精度[4],在HyperMesh中建立的白车身模型如图1所示,建模参数见表1。

图1 SRV白车身有限元模型

表1 白车身有限元模型基本参数

采用单点激励多点响应的实验方案,并把白车身吊起以模拟自由支承方式进行模态测试。激励信号由力锤发出,响应信号由B&K公司的加速度传感器拾取。利用北京东方振动和噪声技术研究所的DASP软件进行数据处理和分析,得到白车身的模态参数如表2所示,DASP中建立的白车身模型见图2。

表2 白车身的计算模态参数与实验模态参数

图2 DASP中白车身模型

由表2可知,经过修正后的白车身模型前4阶主模态的模态频率计算值与实验值误差较小。主振型的计算结果和实验结果较一致,表明白车身的有限元模型很好地反映了实际结构的振动特性,所采用的建模和分析方法是正确的。

1.2 声学模型的建立

在声学有限元分析中,每个波长至少含有6个声学单元。综合考虑计算精度和规模,取单元长度为60～120mm。在白车身有限元模型的基础上通过网格粗化建立声腔有限元模型,在SYSNOISE中对其进行声模态分析。

采用与结构模态实验类似的方法对车内声腔进行声学模态实验[5]。如图3所示,实验时,将扬声器置于封闭的轿车车内,开启B&K 4205标准声功率源,将白噪声信号输入扬声器(作为车内声场的激励源)。待噪声稳定后,采集布置在声功率源附近及车内各测量点处传声器的信号。将声功率源附近信号作为输入,将车内其他测点处信号作为输出,便可求得激励与响应点间的传递函数,由此,可利用模态分析技术求出车内声腔的声学模态。

图3 车内声学模态实验示意图

根据表3列出的考虑座椅和仪表盘影响的声腔计算模态参数与实验模态参数可以看出,有座椅和仪表盘的声腔有限元模型是可靠的。然后在有限元模型的基础上生成边界元模型,见图4、图5。

表3 声腔计算模态参数与实验模态参数

图4 车内声场有限元模型

图5 车内声场边界元线框模型

2 声场分析

2.1 声辐射计算

车身壁板结构刚度较大,声振耦合作用不显著,故不考虑耦合作用的影响[6]。以谐响应分析所得的壁板振速作为边界条件,计算车内声学响应。谐响应分析是用来计算线性结构在简谐力激励下稳态响应的一种分析技术,通过谐响应分析可以考察白车身的结构振动响应特性。低频时,发动机是主要的噪声与振动源,故笔者在车架上发动机悬置连接处加载垂向单位正弦力;约束前后悬架与车身连接底座处的6个自由度以模拟地面的支撑作用;定义分析频率范围为20～200Hz,步长为5Hz。

SYSNOISE软件提供FEM和BEM两种方法来计算声学响应,从图6中可以看出,两种方法所得峰值频率相同,响应曲线整体一致。从图7中可以看出,前后座椅附近各关注点处的声压响应趋势相同,并都在 40Hz、55Hz、65Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz 频率附近出现峰值。40Hz、55Hz时,激励频率接近车身4阶模态频率和9阶模态频率,车内声场主要受顶棚和底板的振 动影 响;55Hz、110Hz、120Hz、145Hz、160Hz、190Hz时,激励频率接近声腔模态频率,此时发生声腔共鸣,声压级幅值较大。其中,在55Hz、120Hz、160Hz附近声压级出现较大峰值,上述频率为重点优化频率。

图6 BEM法与FEM法计算结果

图7 前排及后排座椅关注点处的声学响应

2.2 面板贡献度分析[7]

轿车乘坐室内的噪声是由组成乘坐室的所有板件振动引起的,车身板件的不同区域对乘坐室内任意位置声压的贡献是不同的。通过面板贡献度分析可以找出主要噪声源。

取v ns为表面速度的列向量,p为场点内某点的声压,得到频率ω下的关系式：

其中,ATVT(ω)为声传递向量,物理意义为单元或节点在频率ω下的单位速度在场点上引起的声压值。

面板对场点的声压贡献p c为面板所包含的n个有限单元对场点的声压贡献和,即

式中,e为单元编号;ATVe为面板内单元e的声传递向量;ve为单元e的法向振速向量。

对面板声贡献量进行归一化处理可得面板声学贡献系数D c：

式中,p*为场点声压p的共轭复数。

在SYSNOISE中首先要计算ATV,然后把速度边界条件导入,再计算驾驶员左耳的面板贡献度,图 8 分别列出了55Hz、120Hz、160Hz时6 个主要板件对驾驶员左耳声压的贡献系数。

图8 主要板件在不同频率下的贡献系数

通过对所有共振频率下主要板件的统计分析,可以得出如下结论：对车内主要参考点处的声压级峰值有较大正贡献量的板件主要是顶棚、前后底板和防火墙。其中,在55Hz附近对声压正贡献量最大的主要板件是顶棚、前底板和防火墙;在120Hz附近对声压正贡献量最大的主要板件是顶棚、前底板;在160Hz附近对声压正贡献量最大的主要板件是前后底板和防火墙。结构改进时,主要目标是采取措施降低相应板件的振动。

3 灵敏度的分析与优化

进行灵敏度分析与优化时,需要确定目标函数、设计变量、约束条件。通过灵敏度分析可以确定对目标函数影响大的参数,并以此为设计变量进行优化。

3.1 目标函数[8]

对目标函数的考虑如下：根据场点声学响应特性将考察的频率分3段(50～65Hz、110～125Hz、150～165Hz);以各板件代表点在这些频段内振速幅值的均方根来代表各峰值频率下的振速;将板件在不同峰值频率下的贡献系数与相应加权系数的乘积作为各板件振速的加权均方值;综合板件在3个峰值频率下的贡献系数,将各板件的振速加权均方值乘以不同加权系数,得到所有板件振速的加权均方值。以所有板件振速的加权均方值为目标函数来衡量优化对各板件在峰值频率附近振速降低的效果。

代表点的振速加权均方值可表示为

式中,xi为频率i对应代表点的法向振速;a1、a2、a3分别为对应频段的加权系数。

表4 加权系数

板件的振速加权均方值为

式中,k为板件n的代表节点数。

目标函数可表达为

式中,bn为第n块板件的加权系数。

3.2 约束条件

除设计变量尺寸约束外,考虑到改动的经济性要求,本文限制板厚变化后的总质量,以使增加的质量达到最好的分布。取增加或减少的质量不超过20kg,原白车身总质量为344.7kg,故约束函数为

3.3 设计变量

以主要板件厚度为变量参数,进行灵敏度分析。根据设计限制及工艺和强度的限制,确定上下限值,以灵敏度值高的变量为优化的设计变量进行优化,见表5。

表5 设计变量参数表

3.4 优化结果

经过10次迭代,优化计算收敛,优化目标值由2.75mm/s下降到 1.34mm/s,减小幅度达51%,白车身质量增加19.6kg,增幅为5.69%。

由优化结果可见,优化后以较小的成本代价达到了减小主要板件在峰值频率附近振速幅值的目的。最后,根据优化结果与厂家提供板件尺寸规格确定实际取值,见表5。

4 结果对比

对调整后的结构重新计算,对比改进前后的结果。从图9可以看出,板厚优化对降低车内噪声有较好的效果。驾驶员右耳处的声压级在频率55Hz、120Hz、160Hz附近的峰值有明显减小,峰值一般约减小3d B。可见针对主要板件厚度的优化来降低车内噪声的措施是适当的,减小主要正贡献板件的振动可以达到降噪的效果。

图9 优化前后声压级比较

5 结束语

通过对比实验与计算模态结果建立了结构与声学的有限元模型;通过面板贡献度分析可以找出主要噪声源,为结构优化制定目标;灵敏度分析可以区分各变量参数对板件振动速度幅值的影响程度,为优化设计选取设计变量提供依据;优化板件厚度后车内噪声降低了。

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