基于ATV技术的驾驶室低频噪声优化控制

施斐博, 陈 剑, 沈忠亮, 杨志远

(合肥工业大学 机械与汽车工程学院,安徽 合肥 230009)



基于ATV技术的驾驶室低频噪声优化控制

施斐博, 陈 剑, 沈忠亮, 杨志远

(合肥工业大学 机械与汽车工程学院,安徽 合肥 230009)

文章建立了某卡车驾驶室结构有限元模型,通过数值与试验模态的相关性分析验证了模型的精确性,并在此基础上建立耦合声学边界元模型;通过实车60 km/h匀速行驶工况下的道路试验,测得悬置点处的振动加速度信号和驾驶室内的声压响应;基于声传递向量(acoustic transfer vector,ATV)技术,将所测激励信号施加于耦合边界元模型进行低频段(20～220 Hz)驾驶室内频率响应分析；最后应用板件贡献量分析和模态参与因子分析找出对驾驶室内主要噪声峰值贡献显著的板件并进行结构优化。仿真和试验结果表明,驾驶室内低频噪声得到明显改善,基于ATV技术的优化分析方法可以有效控制驾驶室内的低频噪声。

耦合声学边界元;声传递向量;板件贡献量;低频噪声;结构优化

随着人们对汽车NVH性能要求的不断提高,降低车内低频噪声已成为汽车设计中的一个关键性问题[1]。近年来,国内外学者在车内结构噪声与控制方面进行了很多研究。其中声传递向量(acoustic transfer vector,ATV)技术与传统有限元和边界元分析方法相比,无需考虑速度边界条件,在完成计算后可以通过改变工况来快速求解各声压检测点的声学响应,更加方便快捷[2];模态声传递向量(modal acoustic transfer vector,MATV)技术可以求解出对特定声压检测点的车身结构模态声学传递向量,可以通过分析找出产生噪声的主要原因,有的放矢地提出车身结构优化方案。

汽车驾驶室大多属于板梁组合,其壁面振动是内部噪声产生的主要原因,本文以某卡车驾驶室为研究对象，应用ATV技术对车内低频噪声进行计算并试验验证,同时对驾驶室各板件应用基于ATV技术的板件贡献量分析和基于MATV技术的模态贡献量分析,找出对车内低频噪声贡献较大的板件并进行结构优化。最后经仿真和实车测试证明优化效果明显,为车身低噪声设计提供了参考。

1 理论基础

1.1 ATV技术

ATV是系统的固有属性,与具体振动结构的载荷情况和结构响应无关,它能较好地解决有限元法计算车内噪声的种种局限[3]。在小压力扰动情况下,可以认为声学方程是线性的,因此可以在输入(激励点)和输出(场点)之间建立一种线性关系。如果将结构表面离散成有限个单元,那么在某场点处的声压可以表示为:

(1)

其中,AATV(ω)为声传递向量;Vn(ω)为结构表面法向的振动速度;ω为角频率。

通过ATV技术,可以将声场中的某点声压和模型网格的振动速度建立联系。

1.2 MATV技术

MATV是指考虑到结构模态后,结构模态参与因子与场点声压之间的一种线性关系。结构振动的位移响应可以通过模态线性叠加得到,即

(2)

其中,u为结构的位移;Ω为结构模态向量组成的矩阵;BMRSP(w)为由模态参与因子构成的向量。将结构的位移向量u投影到结构表面的法线方向上,对时间求导后即可得到结构在法线方向上的振动速度为:

(3)

其中,Ωn为由结构的振动模态在结构表面法线方向上的分矢量组成的矩阵,由此可以得到声场中任意点处的声压为:

(4)

其中,MMATV(w)T为模态声传递向量,其物理意义为单元或节点在特定频率下由单位模态响应在声场某点处引起的声压值[4]。

1.3 ATV技术在板件贡献量中的应用

驾驶室由多块面板组成,不同的面板对驾驶室内部声场的声学贡献量是不同的,对面板进行优化改进,可以有效降低驾驶室内部噪声。单块面板对场点的声压贡献量为Pe,可由面板所包含的k个有限单元对场点的声压贡献之和求得,即

(5)

其中,e为单元编号;k为面板中的单元个数;AATVe为面板所含单元的声传递向量矩阵;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，可得面板声学贡献量系数为:

(6)

其中,Pc为面板对场点的贡献声压;P为场点声压;P*为其共轭复数;Re为取其实部。

2 卡车驾驶室模型建立

2.1 结构有限元模型建立

本文所分析的驾驶室主要由板壳结构焊接而成,驾驶室板件采用4节点和3节点壳单元模拟，ACM2(area contract model 2)模拟点焊,RBE2(rigid bar element 2)模拟螺栓等连接。模型的精度直接影响求解的准确性,在建模过程中,忽略掉工艺孔、凸台、过渡圆角等对驾驶室结构影响很小的工艺结构,以简化模型、提高有限元网格的质量。建立的驾驶室有限元模型如图1所示,整个模型的网格单元平均尺寸为10 mm,节点数为347 429个,四边形单元数为336 866个,三角形单元数为10 563个,三角形单元所占比例约为3%。

图1 驾驶室结构有限元模型

2.2 数值与试验模态分析

在结构有限元模型的基础上创建好边界条件,采用Block Lanczos方法提取模态参数[5],得到数值计算模态。

对卡车驾驶室的白车身进行试验模态分析,采用单点激振、多点拾振的试验方法,由力锤发出激励信号、加速度传感器拾取响应信号,测试系统采用LMS.TEST.LAB采集系统,白车身模态试验如图2所示。

图2 白车身模态试验

计算所得的数值模态与试验测试所提取的前6阶模态固有频率和振型见表1所列。

表1 驾驶室前6阶结构模态频率对比

从表1可以看出,频率误差控制在4%以内,特别是主要的几阶整体模态误差较小。从模态振型可以看出,驾驶低阶模态比较分散,而且一阶扭转和一阶弯曲模态相差了10 Hz以上,在外部激励下不易引起弯扭耦合,驾驶室结构整体设计较为合理。但从中也可以发现,顶棚的局部模态较多,在外部激励作用下,容易发生较强烈的振动,会对驾驶室内部声学环境造成较大的影响。

模态置信准则(modal assurance criteria,MAC)是用于比较不同模态之间的相关性以及评估同一模态振型正确性的工具,其方程为:

(7)

MAC表示的是第r阶试验模态振型φr和第i阶计算模态振型φi的相关性,其值为0～1。当r=i时,MAC值为自相关系数,其值越接近1说明数据越可靠;反之,MAC值为互相关系数,其值越接近0说明数据越可靠[6]。本次模态试验的前6阶MAC值分布如图3所示。

由图3可知,试验模态振型与计算模态振型有较好的一致性,可以认为该车身结构为线性系统。同时经过数值与试验模态分析可知所建立的结构有限元模型精度较高,满足后续分析要求。

图3 模态MAC值分析

2.3 耦合声学边界元模型建立及分析

在白车身模型基础上添加好门窗,删除多余板件,填补孔洞,形成封闭空腔,同时考虑座椅的影响,建立声腔边界元模型。声学单元的理想尺寸为每个波长至少包含6个单元,结合模型的计算频率(20～220 Hz),取面网格单元长度为60 mm。建立的声腔边界元模型如图4所示。

图4 声腔边界元模型

利用vibro-acoustic mesh mapping对车身结构有限元和声腔边界元模型上的节点数据进行插值,建立耦合声学边界元模型,并将模型导入Nastran软件进行声学复模态计算,结果见表2所列。

表2 驾驶室耦合模型部分模态频率

对比表2和表1可以看出,耦合模型和结构模型的模态频率很相近,说明耦合模态主要是由结构模态激发出来的,但是由于驾驶室内空气的阻尼作用,耦合模态频率略小于结构模态频率。这也说明本文研究的驾驶室结构受其中的空气流体作用较小,两者耦合后没有产生新的振动模式,后期优化可主要从结构板件着手。

3 驾驶室内低频噪声响应分析

3.1 道路试验响应信号采集

为了了解驾驶室在实车工况下内部声场的响应情况,对该卡车进行实车道路试验。工况为空载匀速60 km/h,利用LMS.Test.lab采集系统采集驾驶室4个悬置点处的振动加速度信号,利用PCB传声器采集驾驶员右耳位置处的声压信号,实车测试如图5所示。

图5 实车道路测试

3.2 基于ATV技术的驾驶室内声学响应分析

将路试测得的振动加速度信号进行频率响应分析,得到4个悬置点处的激励载荷。并将此激励载荷作为耦合边界元模型的激励力,由于本文研究的是低频范围的结构噪声,结合实际工程经验,取分析频率范围为20～220 Hz,步长为1 Hz。基于ATV技术求解得到驾驶员右耳位置处的声压响应。

在激励载荷作用下，驾驶员右耳处实测声压与计算声压的对比结果如图6所示。

图6 驾驶员右耳处声压响应曲线

由图6可知,在20～220 Hz范围内,计算声压与实测声压吻合良好,在可接受范围之内。声压响应曲线存在多个声压峰值,其中较大的峰值出现在33、41、182 Hz处,其对应的驾驶员右耳声压分别为87.45、91.68、89.28 dB。

4 板件贡献量分析

4.1 基于ATV技术的板件贡献量分析

驾驶室内噪声是由组成驾驶室的所有板件振动引起的,不同板件对于驾驶室内场点声压的贡献不同[7]。本文采用板件贡献量分析,基于ATV技术计算各个板件对场点声压的贡献量,并确定对主要声压峰值频率贡献较大的板件,进而进行结构优化,达到改善驾驶室声学舒适性的目的。

在对驾驶室进行板件贡献量分析时,首先将驾驶室分为8个板件,分别为33、41、182 Hz处的板件贡献量,板件贡献量系数见表3所列。其中，正贡献量表示总声压随该板件振动幅值的增大而提高,负贡献量表示总声压随该板件振动幅值的增大而减小。

表3 板件贡献量系数 10-2

由表3可知,对33 Hz和41 Hz处声压峰值正贡献量较大的板件是顶棚,其余板件影响较小;对182 Hz处声压峰值正贡献量较大的板件是左、右、中地板,其中左、右地板做主要贡献。

综合考虑上述分析,可得出以下结论:为了有效降低3个峰值频率处的噪声值,达到优化驾驶室内部声学环境的目的,应对驾驶室顶棚、地板进行结构优化。

4.2 基于MATV技术的模态参与因子分析

模态参与因子是指每阶结构模态对耦合系统声学响应的参与量。对该驾驶室进行进一步的模态参与因子分析,找到对耦合系统声学响应最敏感的结构模态,从而针对性地改善驾驶室内部声学环境。由于高阶模态参与因子很小,本文只列出前200阶。182 Hz处的结构模态参与因子如图7所示。

从图7可以看出,较大的结构模态参与因子集中在80～90阶之内,其中最大的参与因子为第87阶。通过查看第87阶模态振型可知,该阶的主要振动为左、右地板振动及中地板局部振动,与上述对驾驶室182 Hz处的板件贡献量分析结果一致。

同理,可得到33、41 Hz处的最大模态参与因子分别为第3、第4阶,其模态振型如图8所示,可见结果与板件贡献量的分析一致。

图7 182 Hz处的结构模态参与因子

图8 模态振型

通过结构模态参与因子分析再次证明顶棚、地板对驾驶室峰值噪声的贡献较大,应作为驾驶室低噪声结构优化的主要对象。

5 结构优化与试验验证

5.1 驾驶室结构优化

汽车作为一个复杂的系统,进行结构优化时需考虑局部结构变化对整车性能的影响。结合上述分析,在不增加车身重量的情况下,采用提高板件刚度和增加板件阻尼[8]2种方法来抑制振动、降低噪声。

针对驾驶室地板在182 Hz处引起振动噪声的情况,给中地板铺设高分子阻尼材料，对左、右地板进行形貌优化,将其凹槽结构重新规划布置。右地板原始与改进结构如图9所示。左地板结构与右地板类似,本文均进行凹槽结构的优化,优化过的左、右地板1阶固有频率由优化前的21.7 Hz提高到28.2 Hz。

针对驾驶室顶棚在33 Hz和41 Hz处引起振动噪声的情况,对顶棚进行形貌优化,顶棚原始与改进结构如图10所示。本文将顶棚的横梁结构重新布置,并增加1个横梁。

图9 右地板结构改进前、后对比

图10 顶棚结构改进前、后对比

5.2 试验验证

为了验证上述的结构改进是否满足工程要求,以及改进前、后对低频噪声的控制效果,本文对改进后的结构重新进行计算分析与试验验证。在试验条件不变的情况下,得到驾驶员右耳处的声压频谱,再与改进前的声压频谱对比,结果如图11所示。

图11 优化前后声压对比

由图11可知,通过结构改进,驾驶室内部声学环境得到改善,多频率段声压均有明显下降,其中33 Hz处的计算声压降低了7.76 dB,41 Hz处的计算声压降低了9.01 dB,182 Hz处的计算声压降低了9.75 dB,可见通过对驾驶室左、右地板和顶棚的形貌优化以及对中底板铺设高分子阻尼材料后,驾驶室低频噪声性能得到提高,改进方法具有实际工程价值。

6 结 论

(1) 本文建立了卡车驾驶室结构有限元模型,进行了模态试验和MAC分析,验证了模型精度。将道路实测激励信号施加于耦合声学边界元模型,进行基于ATV技术的车内低频噪声仿真分析,识别出了驾驶室内低频噪声的主要峰值频率。

(2) 通过基于ATV技术的板件贡献量分析和基于MATV技术的模态参与因子分析确定了对声压峰值贡献量较大的板件,为结构优化指明了方向,同时2种分析方法相互印证,在实际工程应用中更加可靠。

(3) 通过形貌优化和添加阻尼处理,峰值频率处的噪声值得到明显改善,最后经仿真和实车试验验证了优化效果。该方法可对不同驾驶室的低噪声设计提供一定参考依据,具有实际意义和应用价值。

[1] 张代胜,庄隽涛.客车车内噪声声固耦合分析与优化[J]合肥工业大学学报(自然科学版),2014,37(1):10-13.

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[3] 刘献栋,司志远,单颖春.基于声学传递向量法的车内低频噪声分析与控制[J].汽车工程，2009,31(7):659-663.

[4] 解建坤,王东方,苏小平,等.基于ATV、MATV技术的车内低频噪声分析[J].噪声与振动控制,2013,33(4):145-148，170.

[5] 陈剑,蒋丰鑫,肖悦,等.挖掘机驾驶室低频噪声分析与控制[J].中国机械工程，2014,25(15):2124-2129.

[6] 张喜清,项昌乐,刘辉,等.基于预实验分析的复杂箱体结构试验模态研究[J].振动与冲击,2011，30(4):109-112，149.

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(责任编辑 胡亚敏)

Low frequency noise optimization and control of cab based on ATV approach

SHI Feibo, CHEN Jian, SHEN Zhongliang, YANG Zhiyuan

(School of Machinery and Automobile Engineering， Hefei University of Technology， Hefei 230009, China)

The structural finite element model of a truck cab was established， and its accuracy was verified by the correlation analysis of the mathematical and experimental model. On this basis, a coupled acoustic boundary element model was built. The acceleration signals at cab mounting and the response signals of interior noise were measured by road test under the driving condition of 60 km/h. Based on the acoustic transfer vector(ATV) approach， the excitation signals were applied to the coupled boundary element model to make the response analysis in the low frequency range from 20 Hz to 220 Hz. Finally， the panel contribution and the modal participation factor analyses were implemented to identify the panels that have the largest contribution to the peak noise and then the structural optimization was made. The simulation and testing results show a significant improvement of interior noise， thus verifying that the ATV approach can control the low frequency noise of cab effectively.

coupled acoustic boundary element; acoustic transfer vector(ATV); panel contribution; low frequency noise; structural optimization

2015-04-17；

2015-06-12

安徽省重点实验室人才基金资助项目(070234E2)

施斐博(1990-),男,江苏南通人,合肥工业大学硕士生;

陈 剑(1962-),男,河南固始人,博士,合肥工业大学教授,博士生导师.

10.3969/j.issn.1003-5060.2016.09.007

TB533.2

A

1003-5060(2016)09-1184-06