重型商用車駕駛室的結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲分析與預(yù)測(cè)*

張志勇，張義波，劉 鑫，謝小平

(1.長(zhǎng)沙理工大學(xué)汽車與機(jī)械工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410004；2.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082)

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2015038

重型商用車駕駛室的結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲分析與預(yù)測(cè)*

張志勇1, 2，張義波2，劉 鑫1，謝小平2

(1.長(zhǎng)沙理工大學(xué)汽車與機(jī)械工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410004；2.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082)

針對(duì)重型商用車駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲的控制問題，首先建立了駕駛室有限元模型，通過(guò)比較計(jì)算模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果，驗(yàn)證了有限元模型的精度；接著對(duì)重型商用車駕駛室的參考點(diǎn)進(jìn)行振動(dòng)頻響分析，確定各參考點(diǎn)加速度幅值，并與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比；最后建立了重型商用車駕駛室的聲-固耦合模型，將試驗(yàn)測(cè)試的振動(dòng)加速度轉(zhuǎn)換為激勵(lì)力后作為模型的輸入激勵(lì)，基于間接邊界元法對(duì)駕駛室多場(chǎng)點(diǎn)進(jìn)行噪聲預(yù)測(cè)，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了預(yù)測(cè)精度。建立的噪聲預(yù)測(cè)模型和分析結(jié)論，可為重型商用車駕駛室的結(jié)構(gòu)噪聲源定位與控制提供基礎(chǔ)。

重型商用車；結(jié)構(gòu)噪聲；聲-固耦合；噪聲預(yù)測(cè)

前言

汽車車內(nèi)噪聲不但增加駕駛員和乘客的疲勞程度，而且影響汽車的行駛安全。因此，駕駛室聲學(xué)舒適性已成為汽車乘坐舒適性的重要評(píng)價(jià)指標(biāo)之一，日益受到人們的重視[1]。

車內(nèi)噪聲分為空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲，其中結(jié)構(gòu)噪聲是噪聲源或振動(dòng)源引起駕駛室壁板振動(dòng)而輻射的噪聲。結(jié)構(gòu)噪聲以20～200Hz的中低頻噪聲為主。該頻段的噪聲給人的主觀感覺是“booming”聲，能造成車內(nèi)乘員的強(qiáng)烈不適感。因此，如何降低駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲，成為汽車設(shè)計(jì)中的一項(xiàng)重要任務(wù)[2]。由于重型商用車工作環(huán)境復(fù)雜多變，路面條件惡劣，行駛過(guò)程中車身結(jié)構(gòu)，尤其是駕駛室在各種振動(dòng)源的激勵(lì)下會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈振動(dòng)和噪聲，嚴(yán)重影響駕駛員的乘坐舒適性，極易導(dǎo)致駕駛疲勞和身體不適，造成錯(cuò)誤的判斷而引發(fā)事故。因此，降低重型商用車駕駛室的結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲具有重要意義[3]。而分析駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲特性并對(duì)其進(jìn)行準(zhǔn)確預(yù)測(cè)，對(duì)于駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲控制至關(guān)重要[4]。

本文中在建立重型商用車駕駛室白車身有限元模型的基礎(chǔ)上，分別進(jìn)行了計(jì)算模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，不僅獲得了駕駛室主要部件的動(dòng)態(tài)特性，而且驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性；通過(guò)實(shí)車工況試驗(yàn)，采集了駕駛室4個(gè)懸置點(diǎn)和座椅處的振動(dòng)加速度，以及車內(nèi)多個(gè)場(chǎng)點(diǎn)的聲壓值；在對(duì)振動(dòng)加速度信號(hào)進(jìn)行預(yù)處理后，通過(guò)采用結(jié)構(gòu)求解器直接求解懸置節(jié)點(diǎn)的約束力，并作為駕駛室聲-固耦合模型的激勵(lì)力信號(hào)；基于間接邊界元法對(duì)駕駛室多場(chǎng)點(diǎn)噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，在驗(yàn)證了預(yù)測(cè)精度后分析駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲的影響因素。

1 白車身有限元建模及其精度驗(yàn)證

1.1 白車身有限元建模

以國(guó)內(nèi)某重型商用車駕駛室為研究對(duì)象，利用UG軟件建立包含146個(gè)組件的駕駛室三維模型。在保持與原結(jié)構(gòu)相同力學(xué)特性的前提下，為提高有限元建模效率和縮短分析計(jì)算時(shí)間，刪除了一些較小的讓位臺(tái)階、裝配工藝孔和過(guò)渡圓角等對(duì)結(jié)構(gòu)力學(xué)性能影響較小的工藝結(jié)構(gòu)，同時(shí)，省略了對(duì)變形和力學(xué)性能影響較小的非承載結(jié)構(gòu)和非焊接小零件。

由于駕駛室主要是由鈑金件通過(guò)沖壓、焊接、鉚接等工藝組裝而成，它既可承受拉應(yīng)力，又能承受彎曲與扭轉(zhuǎn)載荷。因此，建立駕駛室結(jié)構(gòu)的有限元模型時(shí)，選用了符合這兩種特性的殼單元。它既能抵抗拉壓和彎曲變形，方便設(shè)置不同板件的厚度，又能準(zhǔn)確離散零件的幾何外形。單元形態(tài)以四邊形單元為主，避免過(guò)多采用會(huì)引起局部剛性過(guò)大的三角形單元。駕駛室白車身有限元模型采用HyperMesh軟件以10mm的單元尺寸劃分網(wǎng)格，其中四邊形單元331 741個(gè)，而三角形單元13 604個(gè)，只占全部單元的3.9%。焊點(diǎn)采用剛性連接，共10 917個(gè)。設(shè)置材料密度為7.8g/cm3，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。駕駛室白車身有限元模型如圖1所示。

1.2 白車身計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

由于實(shí)際的駕駛室建模過(guò)程中進(jìn)行了較多的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，故須通過(guò)對(duì)比分析計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)來(lái)驗(yàn)證有限元模型的精度。

在模態(tài)試驗(yàn)中，首先將重型商用車的駕駛室白車身用彈性軟墊支撐，近似模擬自由狀態(tài)，以測(cè)量其無(wú)邊界約束狀態(tài)下的模態(tài)參數(shù)；然后通過(guò)電磁激振器產(chǎn)生激勵(lì)信號(hào)，采用單點(diǎn)激振多點(diǎn)拾振的方法進(jìn)行試驗(yàn)，同時(shí)通過(guò)動(dòng)態(tài)信號(hào)采集系統(tǒng)采集激勵(lì)和響應(yīng)信號(hào)；最后通過(guò)模態(tài)分析軟件分析駕駛室白車身模態(tài)，根據(jù)需要提取前8階固有頻率和模態(tài)振型。駕駛室白車身模態(tài)試驗(yàn)如圖 2 所示。

計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的結(jié)果對(duì)比如表1所示。

表1 計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比

由表可知，計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)的固有頻率誤差均在7%以內(nèi)，并且模態(tài)振型一致，因此驗(yàn)證了駕駛室白車身有限元模型的精度，說(shuō)明建立的有限元模型能準(zhǔn)確反映實(shí)際結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，可用于后續(xù)的計(jì)算和分析。

2 駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)預(yù)測(cè)與分析

2.1 工況試驗(yàn)

為了分析導(dǎo)致駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)的原因，同時(shí)檢驗(yàn)駕駛室噪聲預(yù)測(cè)模型的精度，本文中進(jìn)行了重型商用車實(shí)車工況試驗(yàn)，采集駕駛室振動(dòng)和噪聲信號(hào)。試驗(yàn)場(chǎng)地選擇B級(jí)柏油路面，天氣良好無(wú)風(fēng)，環(huán)境噪聲小于被測(cè)車輛工作噪聲10dB以上。測(cè)試時(shí)被測(cè)車的門窗、通風(fēng)進(jìn)出口都關(guān)閉，刮水器、通風(fēng)扇、空調(diào)均未運(yùn)行。由于主要是分析低頻結(jié)構(gòu)振動(dòng)和噪聲，根據(jù)奈奎斯特采樣定律，采樣頻率取2kHz，記錄時(shí)間為30s，重復(fù)次數(shù)為3次。

試驗(yàn)中各項(xiàng)測(cè)試的布置如圖3所示。其中振動(dòng)信號(hào)采集駕駛室4個(gè)懸置點(diǎn)和駕駛員座椅底部共5處的Z方向加速度。駕駛室多個(gè)場(chǎng)點(diǎn)的聲壓測(cè)試方法參照文獻(xiàn)[5]中的規(guī)定進(jìn)行，采集駕駛員左右耳、副駕駛左右耳和臥鋪乘員左右耳共6個(gè)位置的聲壓信號(hào)。實(shí)車工況為空載下的40km/h勻速工況。加速度和聲壓信號(hào)利用NI PXI 4472動(dòng)態(tài)測(cè)數(shù)據(jù)采集卡，在LabVIEW編寫的程序控制下同步采集。

2.2 信號(hào)預(yù)處理

在信號(hào)采集過(guò)程中，由于放大器溫漂、傳感器頻率特性的不穩(wěn)定性和噪聲干擾等因素，采集的信號(hào)數(shù)據(jù)往往會(huì)偏離基線而產(chǎn)生信號(hào)的趨勢(shì)項(xiàng)，以致影響信號(hào)的正確性，本文中采用多項(xiàng)式最小二乘法對(duì)采集的振動(dòng)加速度和噪聲聲壓信號(hào)進(jìn)行消除趨勢(shì)項(xiàng)處理，其步驟如下。

(1)

式中：k=1,2,…,n，為采集信號(hào)的序號(hào)；m為多項(xiàng)式的階次。

(2)待定系數(shù)aj(j=0,1,…,m)通過(guò)最小二乘法求解下式而獲得：

(2)

(3)

另外，有限元模型的輸入激勵(lì)一般為頻域中的激勵(lì)載荷，而在時(shí)域信號(hào)經(jīng)FFT變換得到的離散頻譜的過(guò)程中，由于時(shí)域截?cái)喈a(chǎn)生的能量泄露，使其頻率、幅值和相位均可能產(chǎn)生較大的誤差[7]。因此有必要對(duì)離散頻譜進(jìn)行校正，以得到準(zhǔn)確的頻率、幅值和相位。

頻譜校正方法主要包括能量重心法、比值法、FFT+DFT譜連續(xù)細(xì)化法、相位差法等。其中比值法利用頻率歸一化后差值為1的主瓣峰頂附近兩條譜線的窗譜函數(shù)比值，建立一個(gè)以歸一化頻率為變量的方程，解出歸一化校正頻率，進(jìn)而進(jìn)行幅值和相位校正。比值法不僅可校正單頻率離散頻譜的頻率、幅值和相位，也可校正間隔較大的多頻率離散頻譜的頻率、幅值和相位[8]。比值法幅值和相位校正表示為

(4)

θ=arctan(Ik/Rk)+πf1

(5)

式中：Xw(k)為離散譜中第k條譜線的幅值；f1為歸一化頻率偏差量；W1(f1)為所加窗函數(shù)的頻譜模函數(shù)，當(dāng)加Hanning窗時(shí)，W1(；Rk和Ik分別為離散譜中第k條譜線的實(shí)部和虛部。

2.3 駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)預(yù)測(cè)與分析

參考點(diǎn)的振動(dòng)頻響分析可以選擇兩種不同的方法：直接法和模態(tài)法。其中，直接法按照給定的激勵(lì)頻率直接求解耦合的運(yùn)動(dòng)方程，適用于只有少數(shù)激勵(lì)頻率的小模型；而模態(tài)法則利用結(jié)構(gòu)的模態(tài)振型對(duì)耦合的運(yùn)動(dòng)方程進(jìn)行縮減和求解，適合于多激勵(lì)頻率下的大型模型。該方法通過(guò)求解一個(gè)非耦合系統(tǒng)方程來(lái)獲得一定激勵(lì)頻率下的解，相對(duì)于直接法而言，具有較高的計(jì)算效率。由于駕駛室白車身有限元模型較大，因此選擇模態(tài)法來(lái)計(jì)算頻響分析。

根據(jù)駕駛室的實(shí)際支撐情況，在4個(gè)懸置節(jié)點(diǎn)施加如圖4所示的加速度激勵(lì)譜，并在駕駛員和副駕駛員的座椅處分別施加1 050和860N的向下外力載荷，用于模擬人和座椅的質(zhì)量。計(jì)算頻率范圍為20～200Hz，步長(zhǎng)1Hz。為了保證計(jì)算精度，保留2～3倍最高外載荷頻率范圍內(nèi)的所有模態(tài)，本文中設(shè)置參與計(jì)算的模態(tài)頻率為0～600Hz，模態(tài)阻尼為0.01。駕駛室座椅底部參考點(diǎn)的預(yù)測(cè)加速度幅值譜和試驗(yàn)幅值譜對(duì)比，如圖5所示。

從圖5可以看出，參考點(diǎn)的加速度幅值譜的預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果在主要峰值對(duì)應(yīng)的頻率上基本一致，進(jìn)一步驗(yàn)證了駕駛室有限元模型的準(zhǔn)確性；二者只是在幅值上有些誤差，其原因主要是試驗(yàn)測(cè)試誤差以及模型簡(jiǎn)化和阻尼參數(shù)設(shè)置等存在的參數(shù)不確定性所導(dǎo)致。在此工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率為19Hz(對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 150r/min)，圖中38、57和76Hz時(shí)的峰值主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)所致。

通過(guò)觀察圖6所示的38Hz的駕駛室白車身表面振動(dòng)速度云圖，可知振動(dòng)速度比較大的部位主要包括頂蓋、后圍和地板等部位。因此，這些部件可能成為主要的噪聲源，在駕駛室低噪聲結(jié)構(gòu)優(yōu)化時(shí)應(yīng)著重考慮。在其他頻率下的峰值既與懸置的激振有關(guān)，也與駕駛室的結(jié)構(gòu)模態(tài)相關(guān)。比如地板的局部模態(tài)會(huì)引起地板較大的振動(dòng)幅值。如圖7所示，在145Hz處懸置的激勵(lì)并不大，但該頻率下地板出現(xiàn)局部模態(tài)，從而導(dǎo)致地板有較大的振動(dòng)幅值。鑒于局部模態(tài)能導(dǎo)致車身表面振動(dòng)幅值增大，可考慮通過(guò)對(duì)變形較大的位置進(jìn)行局部剛度加強(qiáng)，并適度增加阻尼材料來(lái)減小車身表面振動(dòng)幅值，進(jìn)而達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的目的。

3 駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲預(yù)測(cè)與分析

3.1 駕駛室聲-固耦合建模

在建立駕駛室白車身的基礎(chǔ)上，再建立駕駛室左右門和前后風(fēng)窗玻璃的模型。為了簡(jiǎn)化駕駛室結(jié)構(gòu)，忽略橡膠密封條的彈性作用，車窗玻璃和車身采用剛性連接，車門關(guān)閉后和車身亦采用剛性連接。相對(duì)于有限元法而言，邊界元法只需要邊界節(jié)點(diǎn)的輸入條件，減少了計(jì)算內(nèi)存和計(jì)算時(shí)間，因此本文中建立如圖8所示的駕駛室聲學(xué)邊界元模型?？紤]座椅和臥鋪對(duì)噪聲輻射的影響，并選擇間接法求解噪聲輻射[9]。在物理坐標(biāo)中，間接邊界元聲場(chǎng)模型與有限元結(jié)構(gòu)模型的耦合方程為

(6)

式中：[Ks]、[Ms]分別為結(jié)構(gòu)的剛度矩陣和質(zhì)量矩陣；[C]為幾何耦合矩陣；[H]為間接邊界元影響系數(shù)矩陣；Fs和Fa分別為結(jié)構(gòu)和流體模型的載荷向量；u為節(jié)點(diǎn)位移；μ為節(jié)點(diǎn)壓力跳動(dòng)量。

在模態(tài)坐標(biāo)系下，間接邊界元聲場(chǎng)模型與有限元結(jié)構(gòu)模型的耦合方程為

(7)

式中：符號(hào)“^”表示模型機(jī)體表面的法向量上的投影；as表示結(jié)構(gòu)模態(tài)參與系數(shù)。

3.2 駕駛室噪聲預(yù)測(cè)與分析

實(shí)車工況試驗(yàn)中測(cè)試的駕駛室外部激勵(lì)為4個(gè)懸置點(diǎn)的加速度信號(hào)，利用Virtual.lab進(jìn)行聲場(chǎng)響應(yīng)分析時(shí)，所施加的外部激勵(lì)必須是力，因此須將加速度載荷轉(zhuǎn)換成力載荷。大質(zhì)量法被證明存在較大的分析誤差[10]，而傳遞函數(shù)法須通過(guò)試驗(yàn)確定懸置的傳遞函數(shù)，比較費(fèi)時(shí)費(fèi)力[11]。為此，利用Nastran結(jié)構(gòu)求解器加載加速度激勵(lì)進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，直接輸出懸置節(jié)點(diǎn)約束力，并作為聲場(chǎng)響應(yīng)分析的激勵(lì)力。另外，采用間接邊界元法預(yù)測(cè)駕駛室內(nèi)的聲學(xué)響應(yīng)，其中分析頻率范圍為20～200Hz，步長(zhǎng)為1Hz。駕駛員右耳、副駕駛員右耳和臥鋪乘員右耳3個(gè)場(chǎng)點(diǎn)的噪聲預(yù)測(cè)值和試驗(yàn)值對(duì)比如圖9所示。

由圖9可知，噪聲預(yù)測(cè)值和試驗(yàn)值非常接近，只是在某些頻率上，兩者幅值存在一定的誤差，其原因可能是外部的噪聲干擾，或駕駛室結(jié)構(gòu)模型的參數(shù)不確定性造成的。但總體而言，預(yù)測(cè)值和試驗(yàn)值誤差仍在允許的范圍之內(nèi)，說(shuō)明本文中建立的重型商用車駕駛室噪聲預(yù)測(cè)模型有較高的精度。由圖9還可觀察到噪聲A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)峰值在整個(gè)頻率范圍分布均勻，峰值主要出現(xiàn)在30～40、70～80、110～120和160～180Hz幾個(gè)頻段內(nèi)。其中30～40Hz出現(xiàn)的較大的聲壓級(jí)峰值由發(fā)動(dòng)機(jī)的2階激振引起，而70～80、110～120和160～180Hz頻段內(nèi)的噪聲峰值，主要是由于這些頻率段與聲腔的橫向1階、縱向1階、橫向2階和縱向2階振動(dòng)密切相關(guān)，引起聲腔共鳴而導(dǎo)致聲壓出現(xiàn)峰值。聲腔模態(tài)頻率和振型描述如表2所示。

表2 聲腔模態(tài)頻率和振型描述

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)比分析計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)，說(shuō)明建立的重型商用車駕駛室白車身有限元模型精度較高；在準(zhǔn)確預(yù)測(cè)駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)的基礎(chǔ)上，分析了結(jié)構(gòu)振動(dòng)的頻響特點(diǎn)，確定發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和地板局部模態(tài)為影響參考點(diǎn)振動(dòng)的兩個(gè)主要原因。另外，指出頂蓋、后圍、地板為對(duì)駕駛室噪聲貢獻(xiàn)較大的板件；最后建立駕駛室空腔聲學(xué)邊界元模型和聲-固耦合模型，進(jìn)而應(yīng)用間接邊界元法預(yù)測(cè)了駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲，通過(guò)對(duì)比試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了預(yù)測(cè)模型的精度，在此基礎(chǔ)上分析了駕駛室多場(chǎng)點(diǎn)噪聲幅值響應(yīng)譜，確定了噪聲的主要峰值頻率。其中發(fā)動(dòng)機(jī)2階激振和聲腔模態(tài)共振是導(dǎo)致駕駛室噪聲峰值的兩個(gè)重要原因。

本文中建立的噪聲預(yù)測(cè)模型和分析結(jié)論，能為重型商用車駕駛室的結(jié)構(gòu)噪聲控制提供基礎(chǔ)。

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Analysis and Prediction on the Structure-borne Vibration and Noise of a Heavy Commercial Vehicle Cab

Zhang Zhiyong1, 2, Zhang Yibo2, Liu Xin1& Xie Xiaoping2

1.CollegeofAutomobileandMechanicalEngineering,ChangshaUniversityofScienceandTechnology,Changsha410004;2.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082

For the control of structural vibration and noise of a heavy commercial vehicle cab, a finite element model for the cab is established at first with its accuracy verified by comparing the results of analytical modal analysis with experimental one.Then an analysis on the vibration frequency response is conducted on the reference points of vehicle cab to determine the acceleration amplitudes of reference points and compare them with test results.Finally, the acoustic-solid coupling model for the vehicle cab is built, the vibration acceleration measured in test is converted into excitation force as excitation input to the model, and the noise of different points of cab are predicted with indirect boundary element method and verified by test.The noise prediction model set up and the analysis conclusion drawn may provide a base for the location and control of the structure-borne noise of heavy commercial vehicle cab.

heavy commercial vehicle; structure-borne noise; acoustic-solid coupling; noise prediction

*湖南省自然科學(xué)基金(2015JJ2002)和湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放基金(31215003)資助。

原稿收到日期為2013年5月10日，修改稿收到日期為2013年7月29日。