车内空腔声学模态试验与仿真分析

周 鋐，侯维玲，吴孟乔

（1.同济大学 汽车学院，上海 201804；2.同济大学 新能源汽车工程中心，上海 201804）

汽车振动和噪声是影响汽车行驶舒适性的最主要因素.随着高速公路的发展，车速不断提高，噪声与振动的问题日益突显出来［1］.如何改善车辆内部声学环境，降低车内噪声水平已成为汽车设计中的重要任务，也是各国政府和车辆生产厂家共同关注的问题.

通过车内空腔声学模态试验，获取车内空腔的声学模态频率和模态振型，从而在车辆室内结构的产品设计中尽可能避免车身结构板件的低频振动而导致的车内低频噪声的发生.同时，可以根据车内空腔的声学模态振型，合理进行车内布置、预计并优化车内噪声，使得车内声压级较大的位置远离乘员的耳朵，最好能够把人耳位置设计在最重要的那一阶声学模态的节线位置，即该阶模态的零声压处，这样人就可能处于噪声较小的环境中，获得较好的舒适性［2］.

1 声学模态理论简介

轿车车内空间是由车身壁板围成的一个封闭空腔，内部充满空气.同任何结构系统一样，它拥有模态频率与模态振型，即所谓的声学模态.声学模态以具体的压力分布为特征.声学模态频率是声学共鸣频率，在该频率处车内空腔产生声学共鸣，使声压放大.声学模态振型则是指声波在某一声学模态频率下，在车内空腔中传播时，入射波与空腔边界反射而形成的反射波相互叠加或相互消减而在不同位置处产生不同的声压分布［3］.

式中：［］为单元流体质量矩阵；｛Pe｝为节点声压向量矩阵；［］为单元流体刚度矩阵；ρ0为静态情况下流体的密度；ρ0｛Re｝T为单元耦合质量矩阵；｛Ue｝为节点位移向量矩阵.其中

式中：S为声压向量所指向的表面；｛N｝为声压形函数向量；｛n｝为界面S的单位法向量；｛N′｝为位移形函数向量.

由方程（1）可以计算无衰减声场的压力分布状态.

声学模态的计算要求空腔边界设定为刚性，才能计算不受到边界振动干扰的空腔固有的声学模态.所以对边界无吸声材料的硬反射表面，令：

代入式（1）得

其特征方程为

式中：ω为声压振动的角频率.

由方程（5），可以解得声学模态频率ωi（i＝1，2，3，…，n），代入式（4）可得到声压振型pi（i＝1，2，3，…，n）.

若边界是吸声材料的，则同样有

其特征方程为

可解得复频率（声学模态频率）.

2 空腔声学模态试验与分析

2.1 测点布置

本次试验由于车内空腔中传声器的安放位置不同，以及受到传声器数量的限制，各组试验传声器的布置数量从2个到10个不等，共分为22批次展开试验.各测点之间的间隔为250～300mm，离内饰50mm左右，传声器与座椅不接触，纵向分为10排，总数为136个.传声器的布置点如图1.

2.2 试验方法

本试验在整车半消声室中进行，采用单点激励、多点输出的方法［4］.测试过程中，由信号发生器产生低频白噪声信号，经功率放大器后通过中低频体积声源激励车内空腔，采用多个传声器测得车内空间测点位置的声压.试验所用设备如图2所示.利用测量输入的电压信号与测点的声压变化引起的电信号的比值，计算出传递函数，得到空腔声学模态.

图1 试验测点布置Fig.1 Arrangement of measuring point

图2 试验设备Fig.2 Test equipments

声源、传声器的放置对车内空腔的影响应该尽量小，以避免破坏室内空腔结构.传声器应固定在金属杆上，并在测量时保持不动，指向一致.声源的位置应避开声压的波节处，且尽量靠近发动机，模拟实际振源.

2.3 试验结果分析

考虑到与结构耦合以及中频部分的模态密度过大，振型都是横向、纵向、垂向几个阶次的组合.所以本次试验分析200Hz以下的模态频率.试验结果于表1中列出.图3为本次试验的模态振型图.

表1 车内空腔声学模态试验结果Tab.1 Result of the cavity acoustic modal test

图3 空腔声学模态试验各阶模态振型图Fig.3 Each order modal shapes of the cavity acoustic modal test

就该车的空腔声学模态振型而言，第4阶模态对驾驶员位置为有利模态，因为该处的声压值较低，接近节线位置，使人处于噪音最小的声学环境中；第2阶模态主要是前排的局部模态，后排的声压值几乎为零，故对后排乘客而言，第2阶为有利模态.

将试验得到的声学模态试验频率和结构模态试验频率进行对比，如表2所示.

表2声学模态试验频率与结构模态试验频率对比Tab.2 Comparison of the modal frequencies between acoustic modal test and structural modal test

从表2中可以看出，第1，2阶声学模态分别跟第4，10阶结构模态频率相近，这使得声固耦合成为可能，所以在结构设计时可以通过调整结构形状或者改变车身壁板材料等方式来尽量避免其发生.

3 空腔声学模态仿真分析

空腔声学模态仿真计算可以在新车型开发初期，根据车内空腔的大致尺寸，建立空腔的简化模型对车内声学特性进行初步的研究，指导车内结构的优化设计.

为了能够得到该车的有限元模型，在测量了车内空腔的几何尺寸后，先运用CATIA建立实体模型，生成＊.stp文件导入有限元处理软件 HyperMesh中划分二维有限元网格，最后在LMS Virtual.Lab Acoustics声学模块中生成三维有限元网格，并进行仿真分析.如图4所示.

图4 有限元模型建立过程Fig.4 Process of establishing finite element model（FEM）

在LMS Virtual.Lab中进行流体模型分析时，声的反射、衍射和折射等行为是考虑在内的，因此计算结果误差主要来源于材料属性定义不准确、几何建模精度不够、边界条件如振动、阻尼和吸收等定义不准确［5］.最终得到的仿真结果如下（见图5）.

图中黑色区域的相对声压较小，近似为零，相当于节线位置，不同的颜色代表不同的相对声压，大小由右侧的色带表，越往上，声压相对变化量就越大.

从振型图中可以清晰地看出，由于车内空腔左右基本对称，所以各阶模态也均为横向对称，节线位置明显、声压分布对称性也较好.

4 结论

（1） 通过试验方法来确定车内空腔的声学模态参数，避免与车身结构板件所产生的低频振动产生声固耦合，从而产生车内低频噪声，对改善该车的车内声学特性有着积极的意义.

（2） 空腔模态的仿真计算虽存在一定的误差，但与实车试验相比，仿真计算的效率高周期短，在设计制造初期对车内声学特性的了解具有一定的参考意义.

图5 空腔声学模态仿真计算各阶模态振型图Fig.5 Each order modal shapes of the cavity acoustic modal simulation

［1］庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动：理论与应用［M］.北京：北京理工大学出版社，2006.

PANG Jian，CHEN Gang，HE Hua.Automotive noise and vibration：principle and application［M］.Beijing：Beijing Institute of Technology Press，2006.

［2］周鋐，金欢峰，靳晓雄.桥车车内空腔声学模态［J］.同济大学学报：自然科学版，2001，29（5）：557－559.

ZHOU Hong，JIN Huanfeng，JIN Xiaoxiong.Acoustic modality of car cavity［J］.Journal of Tongji University：Natural Science，2001，29（5）：557－559.

［3］靳晓雄，张立军.汽车噪声的预测与控制［M］.上海：同济大学出版社，2004.

JIN Xiaoxiong，ZHANG Lijun.Prediction and control of automobile noise［M］.Shanghai：Tongji University Press，2004.

［4］陈晓梅，赵健.轿车车内空腔声模态测量［J］.振动与冲击，2007（10）：174－176.

CHEN Xiaomei，ZHAO Jian.Measurement for acoustic modality of a car cavity［J］.Journal of Vibration and Shock，2007（10）：174－176.

［5］李增刚，詹福良.Virtual.Lab Acoustics声学仿真计算高级应用实例［M］.北京：国防工业出版社，2010.

LI Zenggang，ZHAN Fuliang.Virtual.Lab Acoustics acoustic simulation aenior application examples［M］.Beijing：National Defense Industry Press，2010.