车辆驾驶室内噪声仿真及低频降噪处理

王　欢，刘汉光，刘　杰，夏光亮

（江苏徐州工程机械研究院，江苏 徐州 221004）



车辆驾驶室内噪声仿真及低频降噪处理

王欢，刘汉光，刘杰，夏光亮

（江苏徐州工程机械研究院，江苏 徐州 221004）

摘要：首先建立车辆驾驶室白车身有限元模型并进行自由模态分析，通过与模态试验结果的对比进行模型修正，控制前8阶固有频率偏差在3%以内；其次建立结构-声场耦合有限元模型，计算两种试验工况下结构激励引起的内声场声压，计算结果与试验测试结果有较高的一致性，验证方法和模型的准确性；最后在低频段分析驾驶室面板声压贡献量，采用添加自由阻尼层的方法对驾驶室进行降噪处理，计算表明取得了良好的降噪效果。

关键词：声学；驾驶室；噪声模块；声固耦合

车辆行驶过程中，受到来自路面以及发动机的振动激励，商用车驾驶室由于采用非承载式车身，振动激励通过驾驶室悬置引起板件振动，从而形成室内辐射噪声，相关试验得出，振动激励引起的板件辐射噪声是车辆室内低频噪声的主要成分[1，2]。低频噪声给人的主观感觉是一种所谓的“轰鸣声(Booming)”，能造成司乘人员的强烈不适感[3]。改善低频段的辐射噪声是降低室内声压的有效方法[4，5]。

目前，对车内低频噪声的分析以及优化的数值计算方法主要采用有限元法和边界元法[6–8]。边界元法在建模过程由于对模型做了大量的简化，以规整的模型计算车内噪声会与真实值存在较大的误差；有限元法在建立驾驶室模型的过程中，鲜有对声学模型进行试验验证。本文采用有限元法建立驾驶室内噪声模块，以试验测得驾驶室悬置点处加速度响应做激励载荷，通过与两种定置工况下试验测得的司机右耳旁声压对比，验证了声-固耦合模型的可靠性。最后分析驾驶室各板件对司机右耳旁声压的贡献量，采用自由阻尼层的方法有效降低驾驶员右耳旁噪声。

1　室内噪声模块建设

在对驾驶室内噪声特性分析的过程中，建立准确的驾驶室声学模型是噪声分析和后续改进的关键。

1.1白车身模型建立及修正

建立准确的白车身有限元模型是噪声模块建设的基础。由于驾驶室冲压件结构很复杂，需要对原白车身结构作适当的简化。采用Hyper mesh商业软件对模型进行网格划分，选取壳单元对数模进行离散化，参照实车焊点位置和数量，在白车身有限元模型中建立相应连接，以提高模型精度。

采用自动多极子结构特征值求解方法计算驾驶室的自由模态，该方法在满足工程上精度要求的同时大幅度缩短计算时间，因此更适用于在车辆NVH分析过程中计算结构模态[9]。通过与驾驶室白车身模态试验获得的各阶固有频率及相应振型对比，调整部分板件之间结合面的连接刚度，修正白车身有限元模型。提取计算结果中与试验模态相对应的前8阶固有频率，见表1。

表1　试验模态与计算模态固有频率对比

由表1可知，计算模态与试验模态的前8阶固有频率基本吻合，计算误差均在3%以内，说明计算用的驾驶室白车身有限元的质量、惯性矩、刚度分布与实际结构基本一致，仿真模型可以应用于下一步的计算。

1.2声-固耦合系统的建立

在白车身有限元模型的基础上，对左右侧车门以及前后侧玻璃窗进行有限元建模。

其次，建立驾驶室内声腔模型。声学单元尺寸应满足每个波长里至少包含六个单元的原则。车内声腔是由车身结构包围的空腔，且形状复杂，因此用四面体网格进行划分，声腔模型如图1所示。

采用Virtual Lab软件进行驾驶室内声场计算，在内声腔有限元模型外侧建立包络面网格，通过包络面建立起驾驶室结构与内声腔之间的耦合关系，计算时驾驶室结构节点振动加速度通过包络面映射到内声腔外层节点上。

图1　驾驶室内声腔有限元模型

最后，采用阻抗管法测得各内饰部件的声阻抗的参数，在包络面上添加声阻抗以模拟驾驶室内饰板的吸声作用，声阻抗的参数由试验测试结果确定。同时，考虑到要在驾驶室悬置点处施加加速度频谱激励，约束四个悬置点处X、Y、Z三个方向的平动自由度。驾驶室声固耦合有限元模型如图2所示。

图2　驾驶室声固耦合有限元模型

1.3驾驶室激励载荷

车身板件在外载荷的激励下产生振动并向车内辐射噪声。由于该驾驶室是非承载式车身，路面及发动机振动激励通过四个悬置点传递到驾驶室，通过试验测试驾驶室四个悬置处的三向加速度信号。

对驾驶室的激励载荷一般采用施加力载荷的方式，但在试验数据处理的过程中，采用传递路径的方法将采集的加速度响应换算成力载荷的过程往往存在误差，本文直接采用测得加速度响应作为驾驶室激励载荷，以尽量减少误差。

为验证驾驶室多工况声学模型的准确性，采用车辆定置工况发动机额定转速和发动机怠速两种工况下驾驶室四个悬置点的加速度响应作为激励载荷。

试验测试所得司机右耳旁声压频响函数结果显示，在低频段声压峰值集中在20 Hz～150 Hz频段，该频段两种工况下驾驶室右后悬置点加速度响应如图3、图4所示。

1.4驾驶室内声场声压计算

将试验测得的驾驶室定置工况额定转速下四个悬置点处加速度数据作为该工况仿真输入，分别施加到四个悬置点上。

其次，考虑到模态补偿，对驾驶室仿真模型进行0～300 Hz的模态计算。在此基础上，对驾驶室进行基于模态的声-固耦合室内声压响应计算。设

图3　额定转速下驾驶室右后悬置加速度

图4　怠速下驾驶室右后悬置加速度

定求解频率分辨率1 Hz，计算20 Hz～150 Hz频段的司机右耳旁计权声压，计算结果如图5所示。

图5　额定转速下场点声压仿真与试验对比

对于怠速工况，与额定转速工况类似，计算得到的驾驶室内声场声压。司机右耳旁声压如图6所示。

由图6得出，定置额定转速工况下，在20 Hz～150 Hz频段内，仿真计算出的司机右耳旁声压值显示出较明显的峰值。对比试验与仿真结果，仿真值在该频段各个峰值频率点与试验结果有较好的相关性。经过计算得出，该工况在20 Hz～150 Hz频段内试验测量的司机右耳旁声压总值是62.7 dB(A)，仿真计算结果是61.2 dB(A)，说明仿真结果与试验结果具有较好的一致性。

图6　怠速工况下场点声压仿真与试验对比

对比怠速工况下，20 Hz～150 Hz频段试验与仿真的司机右耳旁声压结果可以发现，仿真结果各峰值频率点与试验值同样具有较高的相关性。在该频段内，试验得到的司机右耳旁声压总值是53.1 dB (A)，仿真声压总值54.2 dB(A)。

经过额定转速工况和怠速工况驾驶室内声场声压仿真与试验对比可以得出，仿真结果和试验结果具有很好的一致性，说明该车辆驾驶室内噪声模块具有较高的可靠性，可以用于进一步的声学仿真优化中。

2　面板声学贡献量分析

在建立驾驶室内噪声模块的基础上，对噪声值较大的发动机额定转速工况分析驾驶室各侧板件对司机右耳旁声压的贡献量。

将驾驶室内声腔包络面网格划分成顶板、后上板、后下板、左侧板、右侧板和底板六个板块，如图7所示。

图7　各侧板块网格划分

分析各侧板块对司机右耳旁声压的贡献量，即计算各侧板块引起的声压级，与总的声压级进行对比分析。在软件中，计算得到各侧板块在20 Hz～150 Hz频段内对司机右耳旁声压贡献量的color map图，如图8所示，该频段内声压最大峰值在92 Hz处，该频率点驾驶室各侧板块贡献量柱状图如图9所示。

由驾驶室各侧板块对司机右耳旁的声压贡献量结果可以得出，在92 Hz频率点处底板和后下板贡献量较大。并且在20 Hz～150 Hz频段内，底板和后下板对司机右耳旁声压均表现出较大的贡献量。由此得出定置额定转速下，底板和后下板是激发司机右耳旁声压级的主要板块。

图8　各侧板块贡献量color map图

图9　92 Hz处面板声压贡献量柱状图

3　低频段降噪处理

在驾驶室板块贡献量分析的基础上，拟采用在贡献量较大的板块添加自由阻尼层的方式降低驾驶室内声场声压级，验证降噪效果。

在驾驶室结构模型上划分出添加自由阻尼层的区域，如图10所示，对该区域赋予多层材料属性用以模拟驾驶室添加阻尼的效果，阻尼属性参数如表2所示。

图10　底板和后下板的自由阻尼层

表2　材料参数

对添加阻尼后的驾驶室低频声学模型四个悬置点处施加定置额定转速下试验测得的加速度数据，计算驾驶室内声场声压级。计算得出的驾驶室添加阻尼后的司机右耳旁声压级结果，见图11。

由上图结果可以看出，添加自由阻尼层后的司机右耳旁计权声压级在大多数峰值处均有所降低。经过计算，添加阻尼层后，在20 Hz～150 Hz频段内司机右耳旁总声压级为58.2 dB(A)，较添加阻尼层前的总声压级为61.2 dB(A)，降低了3 dB(A)。

图11　添加阻尼层前后声压级的对比

4结　语

(1)建立驾驶室内声场低频声学有限元模型，通过在定置额定转速工况和定置怠速工况司机右耳旁声压级仿真与试验结果对比，验证了该驾驶室声学仿真模型的可靠性；

(2)对定置额定转速工况进行低频段驾驶室板块贡献量分析，得出底板和后下板对司机右耳旁声压级的贡献量较大；

(3)在声压级贡献量较大的底板和后下板添加自由阻尼层后，20 Hz～150 Hz频段内司机右耳旁总声压级降低了3 dB（A），降噪效果明显。

参考文献：

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作者介绍：王欢(1988-)，男，安徽蚌埠人，助理工程师，工学硕士，主要研究方向为车辆振动噪声控制、热管理研究。

E-mail:360389663@qq.com

中图分类号:TB533+.2

文献标识码:A

DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.019

文章编号：1006-1355(2016)01-0088-04

收稿日期：2015-01-09

Interior Noise Simulation and Low-frequency Noise Reduction of a Vehicle’s Cab

WANGHuan,LIU Han-guang,LIUJie,XIA Guang-liang

(Jiangsu Xuzhou Construction Machinery Research Institute,Xuzhou 221004,Jiangsu China)

Abstract:A body-in-white(BIW)finite element model of a vehicle’s cab was established and its structural modals were computed and analyzed.The finite element model was modified through the comparison of the result with the test result with their deviation of the first eight order natural frequencies between them controlled within 3%.Then,the soundstructure coupled finite element model was built.The sound pressures inside the cab excited by structural vibration under two test conditions were calculated.It was found that the calculation results and test results were in good agreement. Therefore,the correctness and effectiveness of the model and the method were verified.Finally,the contribution of the wall panels of the cab to the sound pressure in the low-frequency range was analyzed.And the free damping layer was applied to the panels to reduce the noise in the cab.Results of computation show that the noise was effectively reduced.

Key words:acoustics;cab;noise module;acoustic-structure coupling