轻卡驾驶室振动及声学环境分析

吴子涵 何镇罡 丛铭 钟海军 熊威

南京林业大学 江苏省南京市 210037

1 引言

随着汽车工业的发展，人们对汽车的关注点从质量问题逐渐转移到舒适性问题上，并且对汽车乘坐舒适性提出了更高的要求。由于在货物运输中的重要作用，轻卡被人们普遍使用。本文以某轻卡驾驶室为研究对象，分别建立结构、声腔和声固耦合有限元模型，研究声场分布，通过声学板块贡献量分析，提供改善轻卡驾驶室声学环境方案，最终达到提供轻卡驾驶员舒适驾驶环境的目的。

图1 驾驶室结构-声腔耦合模型

2 驾驶室NVH仿真模型的建立与验证

为了还原轻卡驾驶室在实际工作中的数学行为特征，给后续的仿真分析提供基础，应首先建立轻卡驾驶室有限元模型。轻卡驾驶室结构有限元模型利用有限元软件 HyperMesh建立，轻卡驾驶室声腔有限元模型利用 LMS. Virtual Lab建立，并分别进行模态分析，运用LMS Virtual.Lab/Acoustic软件将驾驶室结构有限元模型和声腔有限元模型耦合。最终建立的驾驶室结构-声腔耦合有限元模型如图1所示。

在耦合模态中，结构变形会影响声压分布，声压变化也会影响结构振动，所以需要对轻卡驾驶室结构-声腔耦合模型进行模态分析。利用LMS Virtual.Lab对驾驶室的耦合模态进行叠加运算，计算模态频率与试验模态频率对比如表1所示。驾驶室前5阶耦合模态频率和相应驾驶室结构模态频率如表2所示。

由表1可知，驾驶室结构计算模态和试验模态对应固有频率相对误差在10%以内，能够反映实际驾驶室结构振动固有特性，可以用作 NVH特性分析。将驾驶室耦合模态与对应的驾驶室结构模态对比可知，结构与声腔在模态分析中会产生相互作用，对驾驶室内声压分布产生影响，所以在对驾驶室声场的预测过程中采用驾驶室声固耦合有限元模型。

3 驾驶室NVH特性分析

为了研究轻卡驾驶室 NVH特性，以驾驶室与驾驶室悬置连接处的激励信号作为激励，利用有限元的方法对驾驶室振动和声学状态进行分析。分别对驾驶员右耳旁和副驾驶左耳旁的声压级分布情况进行仿真，分析车身结构板件声学贡献量。

表1 计算模态频率与试验模态频率对比

表2 驾驶室结构模态频率与耦合模态频率对比

表3 两测点峰值频率及对应A计权声压级

图2 8个响应点X、Y、Z方向的加速度幅值响应曲线

轻卡驾驶室悬置上端振动为驾驶室振动的直接激励源，因此对驾驶室与这四个悬置的连接处施加激励。利用 LMS Virtual.Lab/ System Analysis软件对加载点施加橡胶支承悬置上端X、Y、Z方向的力信号，计算频率为0-100 Hz，步长为1 Hz。选取频率范围0-400Hz的模态参与计算，模态阻尼比为1%。选取顶棚中央前部、顶棚中央后部、前围中央、后围中央、驾驶员侧地板、副驾驶侧地板、右侧后地板、左侧后地板这8个节点作为响应点，提取在这些位置处振动响应情况，作出8个响应点各方向的位移响应曲线和加速度响应曲线。其中8个响应点各方向的加速度幅值响应曲线如图2所示，依次为 X方向加速度幅值响应曲线、 Y方向加速度幅值响应曲线和 Z方向加速度幅值响应曲线。

通过对比和分析两图可知，驾驶室振动响应峰值主要出现在36Hz、57Hz、73Hz、75Hz、82Hz和92Hz处，绘制6个频率下驾驶室位移响应云图后，发现驾驶室顶棚为主要响应部件。主要原因是顶棚面积大，缺少加强部件，因此在激励下容易发生较大的振动。因此可以通过在顶棚振动峰值处加强部件布置的方法有效改善其振动情况。

利用已建立的驾驶室声固耦合模型，通过 Acoustics模块仿真预测车内声场的响应。对驾驶室车内声场的预测采用 A计权声压级来表示，将采集到的声信号进行修正，使数据更加符合符合人耳对声音的主观感觉。在分析随机激励下耦合声场的响应时，在驾驶室与四个悬置连接处分别施加驾驶室悬置上端 X、 Y、 Z三个方向的力信号，依据GB/ T18697-2002声学-汽车车内噪声测量方法中传声器位置选择声压检测点位置，利用声学有限元模块来预测车内的声场。驾驶员右耳旁和副驾驶左耳旁 A计权声压级分别为图3和图4所示。

可以看出，驾驶员右耳旁和副驾驶左耳旁A计权声压级曲线趋势基本一致，表3所示为两个测点在0-100 Hz内峰值频率和对应峰值频率下的A计权声压级。其中驾驶员右耳旁最大声压级出现在57Hz处，顶盖的振动较大，为主要噪声源。副驾驶左耳旁最大声压级出现在92Hz处，顶盖横梁处以及前围左下方的振动较大，为主要噪声源。

为了验证仿真的正确性，以驾驶员右耳旁为例进行实测，与仿真结果进行比较，发现仿真结果和试验结果基本一致。

在轻卡驾驶室中，各个板件和区域都会对驾驶室声场产生不同声压贡献量，所以优化驾驶室的声场需要进行驾驶室声学板块贡献量分析。将驾驶室划分为1前挡风、2前围板、3左侧车门、4左侧车窗、5顶盖、 6右侧车门、7右侧车窗、8后围、9后地板、10前地板10个板件，以声学贡献系数表示驾驶员右耳旁测点和副驾驶左耳旁测点的声压贡献情况。各板件对驾驶员右耳旁和副驾驶左耳旁两个测点在57Hz和92Hz下的声学贡献系数如图5和图6所示。

从图中可以看出，声压贡献量较大的板件为2前围板、5顶盖、8后围、9后地板、10前地板，对这些板件优化可以降低振动。通过适当增加板件厚度，调整顶盖加强筋位置，加强车门与地板之间的连接关系等方法，可以达到改善驾驶室声学环境的效果。因考虑轻量化问题，板件厚度不可过度增加。

图3 驾驶员右耳A计权声压级

图4 副驾驶员左耳A计权声压级

4 结语

利用验证正确的驾驶室声固耦合模型，预测驾驶室耦合声场得到以下主要结论：在36 Hz、57 Hz、73 Hz、75 Hz、82 Hz 和92 Hz处，驾驶室振动响应达到峰值，驾驶室顶棚为主要响应部件。通过分析驾驶室声学板块贡献量，得到驾驶员右耳旁测点和副驾驶左耳旁测点的声压贡献情况，找出左侧车门、顶盖、后围、后地板和前地板为两测点声压主要正贡献板件，可以适当增加板件厚度，调整顶盖加强筋位置，加强车门与地板之间的连接关系，从而优化轻卡驾驶室声学环境。