基于HyperMesh的乘用车驾驶室NVH性能分析

程楷博 钟兵 吴芷红

摘要：为测定某乘用车驾驶室噪声、振动、声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能，采用有限元軟件ANSA建立车辆内饰车身模型，HyperMesh建立驾驶室声腔模型，并采用HyperMesh将车身模型与声腔模型耦合连接，进行声腔模态分析和噪声传递函数分析。声腔模态分析结果表明：驾驶室声腔模型各阶次声压分布基本处于对称状态，符合车内声压分布规律，声腔模态结构合理。噪声传递函数分析结果表明：在不同方向、不同位置的激励作用下，驾驶员右耳处最大声压级为55.60 dB，未超出57 dB的限值规定;后排乘客右耳处最大声压级为56.25 dB，未超出58 dB的限值规定，车辆驾驶室满足NVH性能要求。

关键词：乘用车驾驶室；声腔模态分析；噪声传递函数；标准声压级

中图分类号：U461.4文献标志码：A文章编号：1673-6397（2024）02-0053-06

引用格式：程楷博，钟兵，吴芷红.基于HyperMesh的乘用车驾驶室NVH性能分析［J］.内燃机与动力装置，2024，41（2）：53-58.

CHENG Kaibo，ZHONG Bing，WU Zhihong. Analysis of NVH performance for a passenger car cab based on HyperMesh［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：53-58.

0 引言

随着我国经济快速发展，消费水平不断提高，人们对汽车性能的要求越来越高，与汽车噪声、振动、声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能相关的售后问题愈加增多^[1]。提高车辆NVH性能成为汽车整体设计的目标之一，汽车前期NVH性能与整体开发的匹配越来越重要，将声学有限元与结构有限元结合，可对系统进行声学响应仿真计算，该方法广泛应用于车辆NVH性能分析。

近年来，众多学者针对车辆NVH性能开展研究。马天飞等^[2]将车身结构与内饰声腔模型进行声固耦合分析，发现车内声学响应与声固耦合模型存在密切联系，为研究车辆NVH性能提供了新的研究方向。郝耀东^[3]对内饰车身（trimmed body，TB）进行模态分析，通过模态贡献量确定车身敏感板件，优化车辆NVH性能。张明等^[4]分析车辆噪声振动源，确定NVH性能目标，通过调整吸声结构，优化内饰车身NVH性能。陆森林等^[5]通过对连接点刚度和声学贡献量进行分析，提出优化方案，降低车内噪声。张义民等^[6]、张志飞等^[7]建立声学传递函数，通过灵敏度分析及模态贡献量分析确定车身敏感板件，并对敏感板件加工处理，优化了整车NVH性能。目前大部分研究主要对车身敏感板件进行NVH研究，未全面考虑车辆NVH性能影响因素。

本文中以某乘用车驾驶室为研究对象，对驾驶室内的座椅与空气进行声腔建模及声学模态分析，结合HyperMesh软件建立对应的噪声传递函数，仿真分析车辆NVH性能，该方法效率高且成本较低，可广泛应用于车辆NVH性能开发。

1 TB有限元模型

1.1 车身网格划分

使用ANSA软件对内饰车身进行网格划分，将车身CATIA模型导入ANSA软件，检查整体质量，确保网格顺利划分，同时使用Batch命令对抽取的多个零件中面进行划分，ANSA软件可自动清理细小几何特征，网格划分完毕后，TB有限元模型2D网格数为1 620 046，节点数为1 656 964；三角形网格数为73 678，三角形网格数占整体网格数的4.5%；3D网格数为516 441，节点数为802 412。TB有限元模型如图1所示。

1.2 网格质量检查

TB有限元模型外部板件划分尺寸为8 mm×8 mm，内部板件划分尺寸为6 mm×6 mm，网格质量要求纵横比小于等于5，扭曲度小于等于40，翘曲度小于等于15，雅可比大于等于0.6，网格最小高度不低于2.1 mm，四边形最大角为135°、最小角为45°，三角形最大角为120°，最小角为20°。检查划分后的网格尺寸及网格质量满足计算要求。

1.3 建立连接

有限元模型仿真过程中，赋予车身各板件实际厚度，各板件之间不需要紧密接触，通过螺栓连接、焊点连接、粘胶连接等方式将车身模型结合成一个整体^[8-9]。焊点连接是通过ACM单元将两层RBE3柔性连接单元与一层实体六面体网格进行模拟连接；螺栓连接是使用bolt模块在板件螺栓孔中生成一个主节点与数个副节点，在2个螺栓孔之间使用Beam单元或RBE2刚性单元进行模拟连接；粘胶连接是通过Area模块下的由多个六面体实体网格以及一圈RBE3柔性连接单元组成的Adhesives单元进行模拟连接。焊点、螺栓及粘胶的连接形式如图2所示。

1.4 材料参数

采用HyperMesh建立Material卡片模拟汽车材料，为保证模型仿真计算的准确性，本文中建立的材料参数卡片为MAT1各向同性材料，内饰车身材料参数如表1所示。

2 声腔模型

2.1 声腔模型的建立

采用HyperMesh软件建立声腔网格模型并进行模态分析。TB声腔为有边界的声场，在网格划分之前，封闭模型内部，形成闭合空腔模型^[10]。若外部板件出现缝隙，应及时修补；排除车辆转向、制动及梁柱等较大板件的影响，

保留闭合车身结构以及座椅网格，保证声腔网格的准确性。若忽略座椅影响，会导致模态频率偏高，影响后续分析结果^[11]。根据声腔建模规则，每段声波波长内至少应有6个网格^[12]，选择声腔网格尺寸为50 mm×50 mm，使用Acoustic Cavity Mesh命令创建声腔外表面网格，导入座椅模型，使用tetramesh命令将座椅二维网格转化为体网格，并对座椅外表面与声腔内表面进行填充，建立座椅与声腔耦合一体的正四面体网格模型，该模型网格数为591 363，节点数为110 136，声腔网格模型如图3所示。

建立声腔网格模型后，选择MAT10各向异性材料卡片，声腔网格与座椅网格的属性同为PFLUID，空气密度为1.2 kg/m³，座椅密度为12 kg/m³，声速为340 m/s。

2.2 声腔模态分析

使用EIGRL卡片提取声腔网格模型的前20阶模态频率，采用流体模态分析法对声腔网格模型进行模态分析，若汽车各阶声压振型分布不合理，影响车辆行驶平顺性^[13]。将声腔网格文件导入到OptiStruct求解器，忽略空腔内部不规则板件对声腔模态的影响，由于第1阶声腔模态为一致声压模态，固有频率无限接近于0，不予分析，声腔网格模型第2～7阶模态振型如图4所示，驾驶室声腔模态分析结果如表2所示。

由图4和表2可知：第2阶声腔模态固有频率为54.9 Hz，整体振型沿车身呈现纵向分布，即声波在空气中纵向传递，车身前部声压最小，声波从前部到车尾的传递过程中声压逐渐增大，车尾处声压最大；第3阶声腔模态固有频率为98.8 Hz，整体振型为纵向分布，车身B柱附近声压最大，声压由B柱开始向两端逐渐减小，前部及车尾处声压最小；第4阶声腔模态固有频率为117.4 Hz，整体振型为横向分布，车身右侧声压最大，声波在空气中横向传递，从左到右依次增大，车身左侧声压最小；第5阶声腔模态固有频率为140.1 Hz，整体振型为一阶纵向与一阶横向交错分布，车尾左侧声压最大，车尾右侧处声压最小；

第6阶声腔模态固有频率为153.6 Hz，整体振型为纵向分布，前部声压最小，前侧顶棚处声压最大；第7阶声腔模态固有频率为159.2 Hz，整体振型为一阶横向振型与二阶纵向振型交错分布，两处交错点分别位于驾驶员处以及顶盖与后板交接处，车尾左侧处声压最小，车尾右侧处声压最大。

3 噪声传递函数分析

3.1 噪声传递函数

噪声传递函数（noise transfer function，NTF）指输入激励载荷与输出噪声之间对应的函数关系，可评价车身结构响应振动的灵敏度^[14-15]。

將声腔模型导入TB模型，使用HyperMesh中的ACMDOL控制卡片将2个模型耦合连接，将连接后的声固耦合模型导入OptiStruct求解器，结合模态频响法计算NTF，使用HyperGraph后处理软件，将声压转化为声压级（以A计权）^[16]。为保证计算精度，模态提取频率一般是模态求解频率的1.5倍左右^[17]，驾驶室频响求解范围为20～200 Hz，提取模态频率为0～300 Hz。

3.2 NTF曲线分析

本文中左前减震弹簧处（A点）与右前减震弹簧处（B点）为激励点，前排驾驶员右耳处（C点）、后排右侧乘客右耳处（D点）为响应点，在A、B 2激励点处分别施加x、y、z 3个方向上的单位力，采集响应点在不同激励点作用下的声压级，采样步长为1 Hz，TB声固耦合模型激励点、响应点位置如图5、6所示。

根据行业规范要求，不同车型声压级要求不同^[18]。参考相关车型及企业规定，本车型声压级不得超过60 dB。但由于第2阶声腔模态与第5阶声腔模态最大声压出现在驾驶员与乘客附近，本文中规定前排响应点C最大声压级不大于57 dB；后排响应点D最大声压级不大于58 dB。不同激励下，不同响应点对应的声压级曲线如图7所示;不同激励点下各响应点最大声压级及对应的频率如表3所示。

由图7和表3可知：在不同激励点、不同方向的激励作用下，各响应点最大声压级均未超过声压级限值规定，车辆驾驶室内部NVH性能良好。

4 结论

为分析某乘用车驾驶室NVH性能，采用NTF性能分析方法，获得驾驶室声腔各阶模态及不同激励下驾驶员右耳与后排乘客右耳处的NTF曲线，准确判断车辆NVH性能。

1）通过声腔模态分析确定驾驶室各阶声腔模态振型级对应频率，驾驶室各阶声腔模态下声压分布均匀，车身声腔网格模型结构合理。

2）在左前减震弹簧、右前减震弹簧x、y、z 3个方向的单位激励作用下，通过NTF曲线分析驾驶员右耳处最大声压级为55.60 dB，后排乘客右耳处最大声压级为56.25 dB，均未超过所设目标声压级，乘用车驾驶室NVH性能满足要求。

3）有限元模型与声腔模型结合，可用于分析车辆NVH性能。

参考文献：

[1]付吉云.基于声固耦合模型的轻型客车车内低频噪声分析与控制[D].长春：吉林大学，2016.

[2]马天飞，林逸，张建伟.轿车车室声固耦合系统的模态分析[J].机械工程学报，2005（7）：225-230.

[3]郝耀东.基于悬架系统的汽车NVH性能研究[D].长沙：湖南大学，2014.

[4]张明，冯策，刘伟，等.汽车内饰NVH性能分析及研究[J].汽车实用技术，2019（19）：138-143.

[5]陆森林，任栉翔.基于噪声传递函数的车内噪声分析与优化[J].重庆交通大学学报（自然科学版），2017，36（8）：110-114.

[6]张义民，刘巧伶.基于传递率的多维振动传递路径的贡献量排序[J].机械设计与制造，2020（9）：14-16.

[7]张志飞，尹奇彪，陈钊，等.基于传递路径分析的车身阻尼材料拓扑优化[J].噪声与振动控制，2022，42（2）：167-172.

[8]肖斌.某SUV车身NVH性能仿真及多目标优化研究[D].天津：天津科技大学，2023.

[9]潘庆龙，吴芷红.某电动商用汽车驾驶室NVH性能分析[J].内燃机与动力装置，2024，41（1）：99-104.

[10]马倩昀，冯国胜，贾素梅，等.基于HyperMesh的电动汽车NVH声腔模态分析[J].汽车工程师，2021（10）：29-33.

[11]周岐坤.某皮卡车身结构NVH性能仿真分析与控制[D].镇江：江苏大学，2016.

[12]陈饶.某新型乘用车NVH性能分析及其优化研究[D].重庆：重庆交通大学，2023.

[13]JUDHAJIT R，HARRY L E.Effect of cab suspension configuration and location on tractor semi-trailer driver comfort[J].SAE International Journal of Commercial Vehicles，2016，9（2）：405-416.

[14]鲁显睿.汽车NVH设计中振动与噪声控制技术研究[J].汽车测试报告，2023（20）：25-27.

[15]陈守佳.某乘用车车身NVH性能分析与结构优化[D].青岛：青岛理工大学，2022.

[16]王宏伟.基于HyperWorks的某BEV轿车车身结构改进及NVH性能提升[D].太原：中北大学，2021.

[17]刁硕.某挖掘机驾驶室结构性能仿真分析及优化研究[D].天津：天津科技大学，2024.

[18]SEONGHYEON K，ERCAN M A.Activecontrol of road noise considering the vibro-acoustic transfer path of a passenger car[J].Applied Acoustics，2022，192（4）：108741.1-108741.12.

Analysis of NVH performance for a passenger car cab

based on HyperMesh

CHENG Kaibo，ZHONG Bing^*，WU Zhihong

School of Automotive Engineering，Shandong Jiaotong University， Jinan 250357，China

Abstract：To determine whether the noise vibration harshness（NVH） performance of a passenger vehicle cab meets the specified standards， ANSA in finite element software is used to build the car body model， HyperMesh is used to build the cab acoustic cavity model， and HyperMesh is used to couple the car body model and the acoustic cavity model. The cavity modal analysis and noise transfer function analysis are carried out. The results of acoustic cavity modal analysis show that the sound pressure distribution of each order of the cab model is basically symmetrical， which accords with the sound pressure distribution in the car and the structure of the acoustic cavity modal is reasonable. The results of the noise transfer function analysis show that under the excitation of different directions and positions，the maximum sound pressure level at the right ear of the driver is 55.60 dB，does not exceed the limit value of 57 dB， the maximum sound pressure level at the right ear of rear passenger is 56.25 dB，does not exceed the limit value of 58 dB， and the cab of the vehicle meets the performance requirements of NVH.

Keywords：passenger car cab; acoustic cavity modal analysis;noise transfer function; standard sound pressure level

（責任编辑：胡晓燕）