重型商用車駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲分析與控制

運偉國，武智方，鄧　超

（1.長安大學(xué)　汽車學(xué)院，西安710064；2.陜西重型汽車有限公司，西安710200）

重型商用車駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲分析與控制

運偉國1，2，武智方2，鄧超2

（1.長安大學(xué)汽車學(xué)院，西安710064；2.陜西重型汽車有限公司，西安710200）

重型商用車駕駛室內(nèi)噪聲主要以中低頻結(jié)構(gòu)噪聲為主，為確定駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的主要貢獻部件，建立重型商用車駕駛室有限元模型，通過實驗?zāi)B(tài)與仿真模態(tài)對標，保證有限元模型的準確性。在此基礎(chǔ)上利用聲學(xué)傳遞路徑分析方法，得到對駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲貢獻較大的鈑金，并在鈑金表面增加瀝青阻尼板，通過仿真與實車試驗驗證，駕駛室內(nèi)噪聲降低1.0 dB（A）～1.5 dB（A），證明分析方法是正確的，改進措施是有效的。

聲學(xué)；結(jié)構(gòu)噪聲；NTF分析；聲—固耦合模型；阻尼優(yōu)化

近年來隨著國民經(jīng)濟發(fā)展及人民生活水平的提高，重型商用車駕乘人員對車輛駕乘舒適性要求越來越高，另外由于國內(nèi)特殊運輸環(huán)境，用戶往往“以車為家”，吃、喝、住、行都離不開車輛，這就對重型商用車的舒適性提出了更高的要求，尤其是聲學(xué)舒適性。汽車內(nèi)的噪聲不但影響駕乘人員的交流，而且更容易加劇駕乘人員的疲勞強度，進而影響行車安全［1，2］。

重型商用車車內(nèi)噪聲分為結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲，結(jié)構(gòu)噪聲是由車身各鈑金件、內(nèi)飾件振動而引起的輻射噪聲；空氣噪聲是車輛發(fā)動機噪聲、輪胎噪聲、進排氣噪聲等通過車身縫隙、孔洞傳遞至車身內(nèi)部的噪聲。結(jié)構(gòu)噪聲以20 Hz～200 Hz頻帶內(nèi)的中低頻噪聲為主［3］，能造成人耳的強烈不適感。根據(jù)試驗，重型商用車車內(nèi)噪聲主要以中低頻噪聲為主，因此降低車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲是重型商用車噪聲設(shè)計和改進的主要任務(wù)。

本文主要以某重型商用車駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲優(yōu)化為例，首先建立白車身有限元模型，進行計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)的對標分析，在此基礎(chǔ)上建立帶內(nèi)飾有限元模型，同樣進行計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)對標工作，最后利用聲學(xué)傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function，NTF）方法找出引起該駕駛室駕駛員耳旁噪聲較大的鈑金和結(jié)構(gòu)參與模態(tài)，然后在鈑金上增加阻尼材料，通過仿真與試驗的方法驗證其有效性。

1　NTF分析理論基礎(chǔ)

噪聲傳遞函數(shù)主要是指輸入激勵載荷與輸出聲壓之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，NTF分析在整車NVH性能開發(fā)中作用重大，例如整車NVH指標的設(shè)定與分解［4］，噪聲傳遞函數(shù)示意圖見圖1所示。

噪聲傳遞函數(shù)分析是用來評估激勵源到聲壓傳遞路徑大小的工具，是基于一系列輸入點到輸出點的噪聲傳遞函數(shù)矩陣，這些傳遞函數(shù)可以表示為

｛P｝=［H（P/f）］｛f｝?。?）

｛P｝表示指定位置的聲壓，H（P/f）表示從激勵源到目標位置聲壓響應(yīng)的噪聲傳遞函數(shù)，｛f｝表示施加在輸入位置的激勵力。由（1）式可得，車內(nèi)駕駛員耳旁聲壓響應(yīng)不僅與激勵力的大小有關(guān)，而且與噪聲傳遞函數(shù)有很大關(guān)系，此處激勵力廣義是指底盤振動通過車身懸置系統(tǒng)傳遞至車身連接點處的激勵力，但是該力不能直接引起目標點聲壓的變化，而是在該力的作用下引起車身鈑金的振動，進而引起目標點聲壓的響應(yīng)，其決定于車身空腔幾何聲學(xué)模態(tài)與內(nèi)部邊界的吸隔聲特性。車身設(shè)計時往往很難預(yù)估與改變底盤傳遞至車身力的大小，所以工程技術(shù)人員一般對噪聲傳遞函數(shù)進行研究，通過增加加強筋、增加阻尼材料、增加鈑金厚度等方法以減小鈑金面單位體積振動速度，最后達到降低車內(nèi)噪聲的目的。

工程中常使用兩種方法得到聲學(xué)傳遞函數(shù)。一是利用互異法原理通過試驗獲得聲學(xué)傳遞函數(shù)，即在目標點處放置體積速度聲源進行激勵，用麥克風(fēng)拾取車身各截面處的聲壓響應(yīng)［5］。二是利用有限元方法通過建立聲振耦合的有限元模型計算得到噪聲傳遞函數(shù)。

2　駕駛室聲—固耦合系統(tǒng)建模

2.1白車身有限元模型的建立與驗證

本文以國內(nèi)某重型商用車駕駛室為例，首先使用pro/e軟件建立駕駛室三維模型。然后利用Hyper Mesh建立各部件的殼單元有限元模型，網(wǎng)格的大小為10 mm，材料密度為7.8 g?cm-3，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3，整個白車身有限元模型由434 189個四邊形單元、13 968個三角形單元及4 300個焊接單元組成，如圖2所示。通過有限元模型得到白車身質(zhì)量為342.5 kg，實體稱重結(jié)果為332.5 kg，兩者相差3%，其誤差在要求范圍內(nèi)，判斷該質(zhì)量誤差是由駕駛室實際沖壓成型時鈑金拉伸造成的。在Hyper Mesh中調(diào)用Radios的求解器計算該白車身0～100 Hz之間的模態(tài)，表1中列出了前4階彈性體模態(tài)與振型描述。另外為進一步驗證有限元模型的準確性，對實車駕駛室進行了模態(tài)試驗。試驗采用LMS SCM 09模態(tài)測試系統(tǒng)，激振系統(tǒng)為南航電磁激振器，試驗時將駕駛室用彈性繩吊起，近似模擬自由狀態(tài)，采用多點激勵多點響應(yīng)的方法測量，最后采用LMS Test.Lab Polymax方法進行處理，得到該駕駛室的模態(tài)參數(shù)。

圖2　白車身有限元模型

計算模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)的結(jié)果對比見表1所示。由表1可知，試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)的頻率偏差在8%之內(nèi)，振型的相似度大于75%，證明建立的有限元模型能夠真實的反映實車駕駛室的振動特性，可用于后續(xù)分析。2.2整備車身有限元建模與聲固耦合系統(tǒng)建立

表1　白車身試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)的對比

在駕駛室白車身有限元模型的基礎(chǔ)上，首先建立前風(fēng)擋玻璃、左右車門有限元模型，然后建立座椅、臥鋪、儀表板等內(nèi)飾有限元模型，在此過程中采用部件及系統(tǒng)重量對標的方式，將每個部件的重量依次進行對標，最后建立的整備駕駛室模型重量與實車駕駛室重量差異控制在3%之內(nèi)，最后進行計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)的對標分析，分析頻率范圍為0～80 Hz，試驗方法和計算方法與前述相同。計算模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)的結(jié)果對比見表2。

由于整備車身模態(tài)較為復(fù)雜，表2中只列出了前3階模態(tài)，可見，試驗結(jié)果和仿真結(jié)果頻率偏差小于10%，振型相似度大于70%，因此驗證了整備駕駛室有限元模型正確性。在此基礎(chǔ)上，利用HyperMesh Acoustic Cavity Mesh功能對整備駕駛室形成的空腔進行聲學(xué)網(wǎng)格劃分。對于線性有限元與邊界元模型來說，通常假定在最小波長內(nèi)有6個單元。本模型最高分析頻率為200 Hz，計算得到單元大小為280 mm，考慮到聲學(xué)計算的精度及運算時間，本次聲腔單元平均大小為50 mm，生成網(wǎng)格后對其局部特征進行處理，消除小孔、縫隙及高架箱等對聲學(xué)網(wǎng)格的影響，最后得到包含23 271個四面體單元的聲學(xué)有限元模型，見圖3所示。

圖3　駕駛室聲學(xué)有限元模型

整備駕駛室結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與聲學(xué)網(wǎng)格是相互獨立的，在NTF分析時需要進行兩種網(wǎng)格之間的數(shù)據(jù)傳遞，以將結(jié)構(gòu)的體積速度傳遞給聲學(xué)網(wǎng)格引起駕駛員耳旁聲壓的變化。在LMS Virtual.LabAcoustic軟件中聲腔邊界上的節(jié)點會根據(jù)用戶給定的搜索范圍自動搜索結(jié)構(gòu)節(jié)點來實現(xiàn)聲腔與結(jié)構(gòu)的耦合作用。理論上駕駛室結(jié)構(gòu)的振動和聲腔空氣的振動相互作用會使整個駕駛室的聲學(xué)特性發(fā)生改變，實際上對于重型商用車駕駛室而言耦合模態(tài)主要是結(jié)構(gòu)模態(tài)，聲腔模態(tài)對聲學(xué)特性的影響較?。?］，在本文中不考慮聲腔模態(tài)對駕駛員耳旁聲壓的影響。另外，由于主要研究駕駛室鈑金振動對駕駛員耳旁噪聲的影響，所以忽略座椅、內(nèi)飾材料的吸聲特性。

3　NTF計算與分析

由噪聲的產(chǎn)生機理可知，駕駛室內(nèi)某點的聲壓是由各個板件振動所生成的聲壓疊加而成的。重型商用車駕駛室結(jié)構(gòu)特征決定其存在較大的鈑金件，這類鈑金的振動對駕駛室噪聲的貢獻量較大［6］，一般情況下，通過增加板件的阻尼使其振動幅值降低，從而達到降噪目的。在Virtual.Lab中進行聲場響應(yīng)分析時，要求所加的外部激勵必須是力信號。因此在駕駛室4個懸置連接點處Z向施加幅值為1 N，頻率帶寬為20 Hz～80 Hz的寬頻帶激勵信號，駕駛員耳旁作為響應(yīng)點測量其聲壓，計算結(jié)果如圖4所示。

圖4　駕駛室懸置連接點至駕駛員耳旁NTF曲線

由圖4可知，駕駛室后懸置Z向至駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數(shù)在21 Hz、25 Hz處存在峰值，駕駛室前懸置至駕駛員耳旁噪聲傳遞函數(shù)在25 Hz、32 Hz附近存在峰值，在整個傳遞函數(shù)族中25 Hz處峰值最大且曲線走向一致型較好，21 Hz對于后懸置傳遞函數(shù)存在同樣的特性，所以可判定駕駛室結(jié)構(gòu)存在的21 Hz、25 Hz振動對駕駛員耳旁聲壓影響較大。

為了進一步確認21 Hz、25 Hz結(jié)構(gòu)動態(tài)特性，對整備駕駛室模態(tài)進行分析，發(fā)現(xiàn)21 Hz是駕駛室頂棚位置局部模態(tài)頻率，25 Hz是駕駛室后圍局部模態(tài)頻率，見圖5所示。

表2　整備車身試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)的對比

4　車內(nèi)噪聲優(yōu)化與驗證

4.1車內(nèi)噪聲仿真優(yōu)化

從降低駕駛室噪聲的角度出發(fā)，需要對頂棚及后尾的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，由于該駕駛室處于批量生產(chǎn)階段，考慮到成本及工藝因素，在駕駛室頂棚適當位置增加了阻尼膠片。駕駛室后尾增加相同類型、左右對稱的4塊磁性阻尼膠片，見圖6所示。

圖5　 21 Hz、25 Hz整備駕駛室模態(tài)

圖6　磁性阻尼膠位置示意圖

增加阻尼膠后按照同樣的邊界條件進行NTF分析，結(jié)果見圖7和圖8。

圖7　駕駛室左后懸置至駕駛員耳旁NTF

圖8　駕駛室右后懸置至駕駛員耳旁NTF

由圖7、圖8可知，增加磁性阻尼膠后NTF曲線在20 Hz～200 Hz頻段內(nèi)大部分區(qū)域峰值降低，說明增加磁性阻尼膠對降低駕駛員耳旁噪聲是有效的。

4.2試驗驗證

為了驗證增加磁性阻尼膠前后駕駛員耳旁噪聲的變化，在一輛裝配該駕駛室的重型汽車上進行改進前后的噪聲試驗。試驗按照GB/T 14365-1993《聲學(xué)機動車輛定置噪聲測量方法》在駕駛員耳旁布置一麥克風(fēng)，試驗采集系統(tǒng)為LMS SCM 09動態(tài)數(shù)據(jù)采集儀，采樣頻率20 000 Hz，頻率分辨率1 Hz。試驗時車輛停放在平坦的水泥路面上，周圍50 m范圍內(nèi)沒有大的障礙物，試驗開始控制車輛油門從怠速緩慢加速至額定轉(zhuǎn)速，同步記錄加速過程中的駕駛員耳旁聲壓變化，試驗結(jié)果見圖9所示。

圖9　改進前后駕駛員耳旁噪聲變化曲線

由圖9可知，經(jīng)過在駕駛室頂棚及后圍增加磁性阻尼材料后，駕駛員耳旁噪聲在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)（800 r/min～1 200 r/min）評價降低了1.0 dB （A）～1.5 dB（A），證明該整改方案起到了良好的降噪效果，同時也證明有限元模型建立及NTF分析的準確性。

5　結(jié)語

首先建立重型商用車駕駛室有限元模型，將白車身、整備車身計算模態(tài)與仿真模態(tài)進行對標，保證有限元模態(tài)的準確性，然后建立聲—固耦合的模型，進行噪聲傳遞路徑分析，在較短的時間內(nèi)，花費較低的成本找到對車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲貢獻量較大的鈑金，隨后在鈑金表面增加阻尼膠，通過仿真與實車試驗驗證，證明改進方案是可行的。另外，證明NTF分析方法在駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲控制方面具有實用價值。

［1］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動：理論與應(yīng)用［M］.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.309-329.

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［6］董紅亮，鄧兆祥，高書娜.結(jié)構(gòu)聲腔耦合系統(tǒng)振型耦合機理在車內(nèi)噪聲控制中的應(yīng)用［J］.汽車工程學(xué)報，2011，1 （4）：248-253.

Analysis and Control of Cab Structure-borne Noise of Heavy-duty Commercial Vehicles

YUN Wei-guo1，2，WU Zhi-fang2，DENGChao2
（1.School ofAutomobile，Chang'an University，Xi'an 710064，China；2.Shanxi Heavy-dutyAutomobile Co.Ltd.，Automotive Engineering Research Institute，Xi'an 710200，China）

There are mainly low and medium frequency structural noises in operating heavy-duty commercial vehicle cabs.In this article，to identify the major contributing components which yield such structural noises，a finite element model which assimilates a heavy-duty commercial vehicle was established.Through the benchmarking of experimental modal and simulation modal，precision of the finite element model was verified.On this basis，the acoustic transmission path analysis was used to identify the mental plate which has a large contribution to the structure-borne noise of the cab.Afterwards，an asphalt rubber slab was attached to the surface of the mental plate.Through simulation and a real vehicle test，it was found that the noise in the cab is reduced by 1.0 dB（A）～1.5 dB（A）.It is proved that the analysis method is correct and the improvement measure is effective.

acoustics；structure-borne noise；NTF analysis；acoustic-structure coupling；damping optimization

TH212；TH213.3

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.018

1006-1355（2015）05-0087-04

2015－01－02

陜西省自然科學(xué)基金（2011JM7016）

運偉國（1981－），男，甘肅民勤縣人，工程師，博士研究生，主要從事汽車振動及噪聲試驗研究。

E-mail:ywg-130@163.com