基于声腔模态分析的汽车低频噪声优化

张 杰，桑建兵，胡经纬，罗明军

（1.合肥职业技术学院 交通工程学院，合肥 238000；2.河北工业大学 机械工程学院，天津 320000；3.凯翼汽车有限公司工程研究院，安徽 芜湖 241009）

随着人们对汽车要求的升级，动力性、经济性、操控性、安全性等已经只能作为汽车消费的基本条件。汽车NVH性能（噪声、振动、舒适性）逐渐成为消费者越来越重视的指标。汽车驾驶室的振动噪声直接影响乘员舒适性。汽车室内噪声主要来自低频噪声、发动机、底盘以及路面等噪声源对车身薄板件的结构振动辐射。本文基于车室声腔模态分析理论，建立实车声腔模型，并对实车进行声腔模态分析，通过优化驾驶室结构，对板件辐射噪声大的区域进行阻尼涂贴以有效降低低频噪声。

1 车室声腔模态分析理论

将车身结构与汽车室内声腔耦合，随着车身薄板件振动，产生的辐射噪声引起汽车室内各个响应点的声压变化。汽车室内的声压变化也引起车身薄板件的振动。因此声固耦合模型能够更加准确地描述汽车室内的声场特性。建立声腔离散化后的声学有限元方程［1］

其中Mf为流体等效质量矩阵，Kf为流体等效刚度矩阵，Bf为流体等效阻尼矩阵，A为节点声压矩阵，为单元节点位移D对时间二阶导数，C为流体和结构的耦合矩阵。考虑声压对结构的作用，方程为

其中Me为结构质量矩阵，Ke为流体等效刚度矩阵，Be为结构阻尼矩阵，Ff为结构空气耦合面上的载荷，Ff=CTA , Fe为结构受到的外部激励。则耦合系统的方程为

2 声固耦合模型的建立

2.1 整车有限元模型

建立白车身有限元模型，采用Hypermesh前处理软件进行结构单元划分，对于车身板件采用2D壳单元，以四边形单元为主，少量三角形CTRIA3单元过渡。网格尺寸根据白车身结构特点定位10 mm。建模过程对尺寸较小的小孔、圆角等进行适度简化，并制定网格单元的质量标准如翘曲度、雅克比、倾斜角度、四边形最大最小角度、三角形最大最小角度等。对于连接件，用ACM焊点单元模拟点焊，用RBE2刚性单元模拟螺栓，用实体单元模拟胶贴。最后完成的白车身模型包含壳单元506 156个，节点518 024个，三角形单元22 668个，占比4.5 %。

整车有限元模型如图1所示。以白车身为基础，在白车身模型（图2）对应位置装配风挡玻璃、前后车门、后背门、车窗、翼子板等有限元模型，成为封闭模型。

图1 整车有限元模型

图2 白车身有限元模型

2.2 声腔网格划分与模型耦合

在整车有限元模型基础上，提取整车模型与声腔交界处的接触面，并且封闭车身模型所有的孔隙形成封闭的空腔。仪表板以及座椅由于体积较大所占据的空间对噪声响应至关重要。在生成室内声腔网格时将座椅作为内部空腔。忽略吸声材料的区域，假定声腔表面为刚性壁。顶棚、座椅是主要的吸声区域，设置阻抗边界条件830+j3030和 971+j8798［2］,实部代表声阻，虚部代表声抗。划分声腔网格时，声学单元尺寸选取60 mm，划分后网格单元总数93 286个，节点总数75 168个，划分后的室内声腔网格如图3所示。室内声腔模型划分后，将其边界上的节点与车身结构进行耦合连接，从而振动相互传递。耦合系统的声压分布主要由振动边界条件决定，忽略声腔系统的空气介质对结构模态影响。车身声固耦合模型如图4所示。

图3 声腔有限元模型

图4 车身声固耦合模型

3 声腔模态分析

当前后车门、车窗封闭时，驾驶室为封闭的空腔，在一定声学模态频率下，声波在空腔传播，入射波与空腔边界反射的反射波矢量叠加，在不同位置产生不同的声压分布，这就形成声学模态振型［3］。声学模态振型的纵坐标是声压分布，单位N/m2，而结构系统的振型的纵坐标是位移，单位mm。当结构系统振动产生的频率与声腔产生的模态频率接近时，声腔容易产生共鸣，噪声放大。表1是声腔相应的4阶模态振型。

如图5所示声腔的纵向一阶振型中，声压节线的位置位于车身B柱后部，接近后排座椅，对后排乘员的噪声影响较大；纵向二阶振型中，声压节线位于两排座椅之间，这对室内噪声控制较为有利。

图5 声腔前四阶模态

4 声固模型试验与整车声振特性分析

4.1 实车怠速噪声测试及车身悬置点激励力测试

针对怠速工况下噪声大、低频轰鸣声明显的车内噪声问题，对怠速工况下车内噪声进行频谱测试，在0 Hz～200 Hz范围内，根据《汽车匀速行驶车内噪声测量方法》测试并记录。A计权处理室内噪声信号的声压曲线如图6所示，噪声峰值主要分布在4个频率即25 Hz、53 Hz、75 Hz、110 Hz附近。

为进一步验证车内噪声是由于发动机、底盘等对车身薄板件振动辐射引起的噪声，对车身悬置点进行激励力测试，采集怠速工况下10个车身悬置点的加速度信号。试验分析测试系统采用东华DH5920测试系统（图7），传感器布置在车身连接处（图8）。两个试验的声级计都布置在驾驶员右耳和后排乘客中间位置处（图9）。

图7 车身悬置激励力测试系统

图8 车身悬置点传感器布置

图9 车内噪声前后测点

根据发动机的激振频率f=N.n/30 Z（其中N为发动机缸数，n为发动机转速，Z为冲程数），怠速n=770r/min左右，得到f=25.67Hz。对车身10个悬置点进行不同激励力测试，得到声压峰值主要分布在25.60 Hz～26.2 Hz、51.8 Hz～53.1 Hz、149.2 Hz～152.4 Hz附近，与怠速噪声测试声压幅值相对应（图10）。

图10 车身悬置点激励曲线

4.2 车身结构-声腔频响分析

4.2.1 声固模型的验证

通过声固模型数值模拟计算与车身悬置点激励测试试验，对两测点位置的声压值进行对比，结果如图11所示。在21 Hz～158 Hz范围，仿真模型精度较高，且趋势近似一致。因此声固模型在试验中得到验证。当然数值模拟计算与试验的声压值存在一定误差，主要原因是仿真计算只考虑悬置激励力引起的车内噪声，简化了实车测试中除了受发动机怠速噪声、进排气噪声以及其他设备的噪声等的影响；另外有限元计算本身也有一定的计算误差。

图11 声固模型试验声压值与仿真声压值对比

4.2.2 车身声学灵敏度

车身声学灵敏度是指在车身连接处施加单位激励力，响应点的噪声级[4]。声学灵敏度分析的目的是为了找出声压峰值所对应的频率，避免在该频率处共振。在声腔模态分析的基础上，将车身悬置点加速度设置为声腔的边界条件，计算车内的声学响应，从而得到前后驾驶员右耳和后排乘客中间位置的声学灵敏度曲线。如图12所示，主要在53 Hz、95 Hz、140 Hz等3个低频附近，声压达到峰值（忽略高频160 Hz等产生的高分贝声压）。

图12 车内声学灵敏度曲线

4.3 整车声振特性分析

综合实车怠速声压值图6、车身悬置点激励曲线图10和车内声学灵敏度曲线图12分析得出，在53 Hz附近声压达到峰值并且激励加速度振幅较大。所以车内声学灵敏度在53 Hz的峰值与激振频率发生耦合，引起共振，使得噪声增大，因而需要对该频率下的结构进行优化。同样，在140 Hz附近，声学灵敏度达到峰值，激振振幅也较高，虽然怠速未出现峰值，但是汽车高速行驶中也易引起共振。因此要对53 Hz以及140 Hz频率下结构噪声进行优化。

5 汽车低频噪声优化与分析||

5.1 板件单元贡献量分析

在车内声腔模型中，将响应看作微小变量振动，简化声学方程，在车身薄板件表面法线振动速度vn与车内声压S之间建立起线性关系。同时将车身薄板件的表面离散成有限个单元，则声腔模型声学响应点的声压S可以表示为

其中，A(ω)是声学传递向量，ω为角频率。通过式（4），进一步将声腔声压与薄板件的微小网格振动速度之间建立联系。通过模态叠加法，可得到场内点i的声压表示为

其中Si,j是单元j对场内点i的声压，vj（ω）是j单元的法向振动速度，Ai,j是单元j对场内点i的声传递向量。引入板块贡献系数(Sc)i,j=Si,j.Si/|Si|量化每个板块对噪声的贡献。同时为消除不同面积板块划分带来的误差，引入单位面积贡献量(Sq)i,，对于面积Q的板件，(Sq)i=(Sg)i/Q。将车身板件划分14个板块区域如图13所示。

图13 车身板件划分

对声固耦合模型车身悬置点激励输入20 Hz～200 Hz的单位激励，利用lms virtual lab计算各板件的单位面积声学贡献量［5-6］，结果如图14、15。由图14、15可以看出，大部分板块对声压响应点的正负贡献值是一致的，不同频率峰值处贡献值有较大差异。53 Hz处，单位面积贡献较大的板块是后地板、防火墙、顶棚、前地板。而后背门、后围板以及挡风玻璃的负贡献较大。140 Hz处，正贡献较大的是后地板、前地板、后围板、车门，负贡献较大的是中地板、顶棚。抑制正贡献的板块振动速度可以降低对应峰值频率处的声压值。由前述4.4可知，模态以及板块贡献分析的目标是为了降低53 Hz以及140 Hz处的声压峰值点的幅值。因此，在53 Hz频率处需要抑制地板、防火墙以及顶棚的振速所产生的声压峰值，在140 Hz频率处需要抑制地板、车门的振速所产生的声压峰值。所以，需要对地板、车门、防火墙做相应的涂贴阻尼优化。

图14 53Hz处驾驶员和后排乘客位置单位面积板块贡献量

图15 140Hz处驾驶员和后排乘客位置单位面积板块贡献量

5.2 基于模态应变能的优化

5.2.1 板件的模态应变能分布

模态分析中的模态应变能［7］定义为Ei,j=uiKjui，其中ui为结构第i阶模态振型向量，Kj为j单元刚度矩阵。其中车门、防火墙、前地板、后地板对应的模态应变能分布如图16所示。在外界激励作用下，板件单元的模态应变能越高，板件越容易产生振动，噪声放大。所以在相应的位置添加阻尼材料达到耗散振动能量、降低振速的目的。薄板件的振动响应以低阶为主，并且低频噪声通常考察范围在180 Hz以下，因此涂贴阻尼材料（涂贴位置见图17所示）也以230 Hz以下低频噪声为主。

图16 模态应变能分布

图17 板件的阻尼涂贴位置

5.2.2 板件的自由阻尼涂贴位置

图7之（a）（b）（c）（d）分别为前地板、后地板、防火墙、车门的阻尼涂贴位置。

5.2.3 优化结果分析

对车身薄板件进行模态应变能阻尼位置优化后的声固数值模型再进行频响计算［8-9］，得出驾驶员右耳、后排乘客中间位置测点的声压值（图18）。优化后在53 Hz处声压峰值降低8.31 dB、5.36 dB，在140 Hz处声压峰值降低4.21 dB、3.56 dB，低频噪声降低显著，提高汽车NVH性能。

6 结论

①基于声腔模态分析，通过实车怠速以及车身悬置点激励力测试验证了声固耦合模型的正确性。

②通过峰值频率共振分析，对峰值频率53 Hz、140 Hz处的板块进行贡献量分析。

③通过模态应变能阻尼位置优化前后地板、车门、防火墙等，结果显示在53 Hz处驾驶员右耳声压峰值降低8.31 dB，后排乘客中间位置声压值降低5.36 dB。在140 Hz处驾驶员右耳声压峰值降低4.21 dB，后排乘客中间位置声压值降低3.56 dB，降噪效果显著，较好地提升汽车的NVH性能。