某微型車(chē)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲分析及控制

侯獻(xiàn)軍，張　強(qiáng)，劉志恩，呂俊成

（1.武漢理工大學(xué)　現(xiàn)代汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢430070；2.武漢理工大學(xué)　汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢430070；3.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司　技術(shù)中心，廣西　柳州545007）

某微型車(chē)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲分析及控制

侯獻(xiàn)軍1，2，張強(qiáng)1，2，劉志恩1，2，呂俊成3

（1.武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢430070；2.武漢理工大學(xué)汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，武漢430070；3.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，廣西柳州545007）

以提高某微型車(chē)車(chē)內(nèi)NVH性能為目標(biāo)，通過(guò)建立聲固耦合有限元模型，進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析，以車(chē)內(nèi)響應(yīng)點(diǎn)噪聲峰值為評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)，篩選出引起車(chē)內(nèi)噪聲的主要危險(xiǎn)激勵(lì)頻率和危險(xiǎn)工況；進(jìn)一步通過(guò)工作變形有限元分析，確定在危險(xiǎn)工況下振動(dòng)變形最大的車(chē)身板件，即引起車(chē)內(nèi)噪聲的危險(xiǎn)板件；以加裝動(dòng)力吸振器的方式抑制危險(xiǎn)板件的振動(dòng)，進(jìn)而降低車(chē)內(nèi)噪聲。試驗(yàn)結(jié)果表明，車(chē)內(nèi)48 Hz噪聲峰值降低2 dB（A）左右，滿足優(yōu)化要求。

聲學(xué)；噪聲傳遞函數(shù)；工作變形分析；動(dòng)力吸振器

一輛汽車(chē)不僅要有良好的經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性、安全性，而且要有較好的舒適性。NVH（noise，vibration，harshness），即噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度，是乘客在車(chē)內(nèi)最直接的舒適性感受指標(biāo)之一，受到越來(lái)越多的重視。車(chē)身主要是由板件構(gòu)成，易受到外界激勵(lì)產(chǎn)生振動(dòng)噪聲。因此，研究車(chē)身結(jié)構(gòu)振動(dòng)對(duì)車(chē)內(nèi)NVH性能影響有重大意義［1］。

以某微型車(chē)為研究對(duì)象，以提高其車(chē)內(nèi)NVH性能為目標(biāo)，基于噪聲傳遞函數(shù)有限元分析確定引起車(chē)內(nèi)噪聲的主要工況及所對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率，通過(guò)工作變形有限元分析確定振動(dòng)較大的車(chē)身板件。并以此為基礎(chǔ)，運(yùn)用動(dòng)力吸振器抑制危險(xiǎn)板件的振動(dòng)，降低車(chē)內(nèi)噪聲。

1　聲固耦合理論

在車(chē)身結(jié)構(gòu)受到外部激勵(lì)時(shí)車(chē)身板件產(chǎn)生振動(dòng)，構(gòu)成乘員室的板件振動(dòng)會(huì)引起乘員室內(nèi)聲腔聲壓變化，進(jìn)而形成車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲。車(chē)身板件結(jié)構(gòu)與聲腔的聲固耦合是車(chē)內(nèi)噪聲形成的基礎(chǔ)，因此明確聲固耦合理論具有重要意義。

車(chē)身結(jié)構(gòu)及相關(guān)部件將乘員室與外界隔開(kāi)，使得乘員室為一封閉聲腔。運(yùn)用有限元方法得到聲腔模型，其微分方程如式（1）式中Mff為聲腔質(zhì)量矩陣；Kff為聲腔剛度矩陣；p為聲腔某一節(jié)點(diǎn)聲壓；F為聲腔受到的作用力。

以聲腔為研究對(duì)象，考慮車(chē)身振動(dòng)的影響，可得聲腔的微分方程式中S為聲固耦合矩陣；s為結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移；ρ為聲腔密度；c為聲音在聲腔內(nèi)的傳播速度。

以車(chē)身結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，考慮到聲腔對(duì)其的反作用，得到車(chē)身結(jié)構(gòu)的有限元方程

式中Mss為車(chē)身結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣；Kss為車(chē)身結(jié)構(gòu)剛度矩陣；Fs為車(chē)身受到的外部激勵(lì)力。

綜合考慮車(chē)身結(jié)構(gòu)與聲腔的相互耦合作用，其有限元方程可表達(dá)如下

通過(guò)式（4）可知，若知道作用于車(chē)身的外部激勵(lì)力，則可以得到聲腔內(nèi)任意節(jié)點(diǎn)的聲壓［2］。

2　噪聲傳遞函數(shù)分析

2.1噪聲傳遞函數(shù)

噪聲傳遞函數(shù)（即Noise Transfer Function，簡(jiǎn)稱NTF）是指施加于某一個(gè)結(jié)構(gòu)上的單位力在結(jié)構(gòu)內(nèi)產(chǎn)生的聲壓，表示結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔的聲學(xué)相關(guān)特性。噪聲傳遞函數(shù)分析是研究由車(chē)身振動(dòng)引起車(chē)內(nèi)噪聲的重要方法之一［3-6］。

噪聲傳遞函數(shù)分析以車(chē)身結(jié)構(gòu)與聲腔組成的聲固耦合有限元模型為基礎(chǔ)，通過(guò)在車(chē)身結(jié)構(gòu)特定點(diǎn)上施加相應(yīng)激勵(lì)來(lái)計(jì)算乘員室特定點(diǎn)的聲壓響應(yīng)，進(jìn)而識(shí)別出引起車(chē)內(nèi)噪聲的工況及所對(duì)應(yīng)的頻率。

2.2噪聲傳遞函數(shù)模型

使用Hypermesh進(jìn)行前處理，分別得到車(chē)身結(jié)構(gòu)的有限元模型和聲腔有限元模型，應(yīng)用MSC. Nastran進(jìn)行求解。通過(guò)建立頭文件，“ACMODL，IDENT”命令將結(jié)構(gòu)模型和聲腔模型進(jìn)行耦合，得到噪聲傳遞函數(shù)模型［7］。模型如圖1所示。

圖1　噪聲傳遞函數(shù)模型

2.3邊界條件

2.3.1輸入載荷

在車(chē)身與動(dòng)力系統(tǒng)及底盤(pán)系統(tǒng)連接點(diǎn)上施加載荷，前減振器2個(gè)接附點(diǎn)，前副車(chē)架2個(gè)接附點(diǎn)，前懸擺臂支架2個(gè)接附點(diǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置3個(gè)接附點(diǎn)，傳動(dòng)軸中間支架1個(gè)接附點(diǎn)，推力臂4個(gè)接附點(diǎn)，后減振彈簧2個(gè)接附點(diǎn)，后減振器2個(gè)接附點(diǎn)，橫向穩(wěn)定桿1個(gè)接附點(diǎn)，排氣掛耳5個(gè)接附點(diǎn)，共計(jì)24個(gè)接附點(diǎn)。分別沿著X、Y和Z三個(gè)方向施加0～600 Hz的單位力載荷，共計(jì)72個(gè)工況。

2.3.2輸出響應(yīng)

在車(chē)內(nèi)聲腔中，以駕駛員右耳、中排座椅中點(diǎn)和后排座椅中點(diǎn)為響應(yīng)點(diǎn)，輸出其聲壓級(jí)（A計(jì)權(quán)網(wǎng)絡(luò)），考察這三處在不同工況下的噪聲水平。

2.4危險(xiǎn)工況的確定

隨著噪聲聲壓級(jí)的升高，人耳的舒適性也會(huì)隨之降低，因此當(dāng)車(chē)內(nèi)噪聲的峰值高于某一值時(shí)確定其為危險(xiǎn)峰值，所對(duì)應(yīng)的頻率為危險(xiǎn)頻率，所對(duì)應(yīng)的工況為危險(xiǎn)工況［8］。本文根據(jù)實(shí)際測(cè)試及工程經(jīng)驗(yàn)，確定高于55 dB（A）的噪聲峰值為危險(xiǎn)峰值。

由圖2可知，當(dāng)激勵(lì)頻率為33 Hz和48 Hz左右時(shí)，Z方向激勵(lì)引起的駕駛員右耳處聲壓級(jí)分別達(dá)到65 dB（A）和64 dB（A），超過(guò)55 dB（A），因此將發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置Z方向激勵(lì)工況定義為危險(xiǎn)工況，33 Hz和48 Hz定義為危險(xiǎn)頻率。

圖2　發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置工況下駕駛員右耳噪聲曲線

在72個(gè)工況中，對(duì)危險(xiǎn)頻率出現(xiàn)的次數(shù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)（由于本文所研究對(duì)象的噪聲問(wèn)題主要在低頻，故取頻率＜60 Hz），得到表1所示危險(xiǎn)頻率。

表1　危險(xiǎn)頻率統(tǒng)計(jì)表

由表1可知，在72個(gè)工況中，危險(xiǎn)頻率33 Hz和48 Hz出現(xiàn)的次數(shù)最多，因此，將33 Hz和48 Hz確定為主要危險(xiǎn)頻率。由于車(chē)身受到的激勵(lì)主要來(lái)自于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)，而發(fā)動(dòng)機(jī)33 Hz振動(dòng)頻率所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速為990 r/min，48 Hz振動(dòng)頻率所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速約為1 440 r/min。在實(shí)際車(chē)輛行駛中，轉(zhuǎn)速1 440 r/ min的工況相對(duì)于990 r/min的工況使用時(shí)間更長(zhǎng)，對(duì)車(chē)內(nèi)乘員的影響更大，因此將48 Hz確定為需優(yōu)化的危險(xiǎn)頻率。

48 Hz激勵(lì)下的15個(gè)危險(xiǎn)工況為需優(yōu)化的工況，如表2所示。

3　ODS分析

車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲是由組成駕駛室的所有車(chē)身板件振動(dòng)疊加而成，因此影響車(chē)內(nèi)噪聲的主要因素為車(chē)身板件的振動(dòng)及其聲學(xué)特性。然而，在不同工

表2　危險(xiǎn)工況噪聲峰值表　單位：dB/（A）

況下不同車(chē)身板件的振動(dòng)不同，進(jìn)而對(duì)車(chē)內(nèi)的噪聲貢獻(xiàn)也不盡相同，所以，需要確定引起車(chē)內(nèi)噪聲的主要車(chē)身板件。

通過(guò)實(shí)驗(yàn)表明，邊緣檢測(cè)方法獲得邊緣信息通常是因?yàn)檫@些信息不夠突出而產(chǎn)生的空間，無(wú)法形成包圍物體的封閉曲線，這就要求根據(jù)這些離開(kāi)的邊緣點(diǎn)采用一定的追蹤、連接算法規(guī)劃出有意義的物理范圍。同時(shí)，噪聲增大時(shí)邊緣檢測(cè)分割方法的圖像會(huì)形成比較多的假邊緣，對(duì)去除噪音提出了比較高的要求。這個(gè)問(wèn)題在醫(yī)學(xué)超聲圖像分割中顯得極其重要。

ODS（Operational Deflection Shapes）即工作變形，其表征的是結(jié)構(gòu)在特定的工作狀態(tài)下某些主要工作頻率點(diǎn)對(duì)應(yīng)結(jié)構(gòu)的相對(duì)振動(dòng)形態(tài)［9-11］。工作頻率取激勵(lì)力的頻率。

運(yùn)用MSC.Nastran進(jìn)行ODS分析，確定振動(dòng)較大的車(chē)身板件。其中有限元模型與噪聲傳遞函數(shù)分析模型相同，載荷位置及方向如表2所示，激勵(lì)頻率為48 Hz。得到在不同工況下的ODS振型云圖。

分析48 Hz激勵(lì)下15個(gè)工況的振型云圖，相較于車(chē)身其他板件，振動(dòng)最大區(qū)域主要在后背門(mén)內(nèi)板，其次為左后側(cè)圍內(nèi)板。車(chē)身板件振動(dòng)越大，其與駕駛室空腔相互耦合，對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)也越大，因此將后背門(mén)內(nèi)板和左后側(cè)圍內(nèi)板確定為危險(xiǎn)板件，ODS振型云圖如圖3所示。

圖3　 ODS振型云圖

4　基于動(dòng)力吸振器的車(chē)身板件減振

4.1動(dòng)力吸振器

對(duì)于車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題，可以通過(guò)抑制車(chē)身板件的振動(dòng)，進(jìn)而降低向車(chē)內(nèi)的振動(dòng)輻射噪聲。抑制車(chē)身板件振動(dòng)的方法一般有兩種，一種為對(duì)車(chē)身板件進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的修改，例如增加厚度、板件起筋等；另一種方法是在車(chē)身板件上增加裝置以抑制板件振動(dòng)。相對(duì)于第一種方法，動(dòng)力吸振器不改變?cè)Y(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，故本文選擇動(dòng)力吸振器。

動(dòng)力吸振器的原理是在原有振動(dòng)系統(tǒng)中附加質(zhì)量彈簧振動(dòng)系統(tǒng)［12-14］。圖4為其簡(jiǎn)化示意圖。

圖4　動(dòng)力吸振器示意圖

其中：動(dòng)力吸振器的質(zhì)量為m；阻尼系數(shù)為c；剛度為k；主系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度分別為M和K。當(dāng)主系統(tǒng)上外部激勵(lì)力的頻率與動(dòng)力吸振器自有頻率相近時(shí)，動(dòng)力吸振器將會(huì)吸收主系統(tǒng)大部分的振動(dòng)能量，從而減少主系統(tǒng)的振動(dòng)。

4.2有限元分析

在MSC.Nastran中將動(dòng)力吸振器簡(jiǎn)化為一端為質(zhì)量質(zhì)點(diǎn)的單自由度彈簧系統(tǒng)。使用springs模擬彈簧，使用集中質(zhì)量點(diǎn)masses模擬質(zhì)量塊。定義動(dòng)力吸振器的質(zhì)量為1 kg，可得動(dòng)力吸振器剛度K= 4π2f2m=94 N/mm，阻尼系統(tǒng)設(shè)定為0.2。根據(jù)ODS分析結(jié)果，主要的振動(dòng)板件是后背門(mén)內(nèi)板和左后側(cè)圍內(nèi)板，但考慮到左后側(cè)圍內(nèi)板空間布置比較復(fù)雜，實(shí)際操作可能需要修改車(chē)身結(jié)構(gòu)，且大部分危險(xiǎn)工況下的最大振動(dòng)板件是后背門(mén)內(nèi)板，因此將針對(duì)后背門(mén)內(nèi)板進(jìn)行優(yōu)化。將動(dòng)力吸振器布置在后背門(mén)內(nèi)板振動(dòng)最大的區(qū)域，如圖5所示。

針對(duì)48 Hz危險(xiǎn)工況，對(duì)布置了動(dòng)力吸振器的模型進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析，得到各工況下的噪聲峰值，并與基礎(chǔ)模型下的噪聲峰值進(jìn)行對(duì)比，如表3所示。

由表3可知，通過(guò)增加動(dòng)力吸振器，在激勵(lì)頻率為48 Hz的15個(gè)危險(xiǎn)工況中，沒(méi)有工況噪聲升高，在左推力臂后部Y方向工況下，最大下降6.4 dB（A），大部分工況下降2 dB（A）左右，在仿真方面達(dá)到優(yōu)化目的。

圖5　動(dòng)力吸振器布置圖

表3　優(yōu)化后噪聲峰值變化　單位：dB/（A）

4.3試驗(yàn)驗(yàn)證

由于研究目的是提高其在低速時(shí)的NVH性能，所以試驗(yàn)工況為900 r/min至2 000 r/min。試驗(yàn)時(shí)為減少車(chē)外噪聲的影響，車(chē)窗完全關(guān)閉。

在駕駛員右耳處、中排座椅中間處、后排座椅中間處分別布置麥克風(fēng)，采集響應(yīng)點(diǎn)的噪聲值。圖6為其布置圖。動(dòng)力吸振器布置在后背門(mén)內(nèi)板，如圖7所示。

圖6　麥克風(fēng)布置圖

圖7　動(dòng)力吸振器布置圖

使用LMS Test.Lab對(duì)采集的數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，得到加速工況下各響應(yīng)點(diǎn)的噪聲響應(yīng)曲線，如圖8所示。

由圖8可知，未優(yōu)化之前，在發(fā)動(dòng)機(jī)1 500 r/min（發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率50 Hz）左右三個(gè)響應(yīng)點(diǎn)都存在噪聲峰值。這與仿真結(jié)果48 Hz基本相符，反映了其出現(xiàn)噪聲峰值的工況。

圖8　響應(yīng)點(diǎn)噪聲響應(yīng)曲線

通過(guò)在后背門(mén)內(nèi)板增加動(dòng)力吸振器，在所關(guān)注的低頻工況范圍內(nèi)，1 500 r/min左右的噪聲峰值都有所降低。前排座椅駕駛員右耳處：1 500 r/min左右噪聲峰值相對(duì)下降較小，但也達(dá)到1 dB左右；1 300 r/min處噪聲峰值也有大約1 dB的下降；1 100 r/min和1 700 r/min左右噪聲峰值有些許上升。中排座椅中間和后排座椅中間處：1 500 r/min左右噪聲峰值下降比較明顯，達(dá)到2 dB左右；1 700 r/min處噪聲峰值有些許上升?？傮w來(lái)看，與仿真結(jié)果基本相符，達(dá)到試驗(yàn)?zāi)康摹?/p>

5　結(jié)語(yǔ)

（1）以噪聲傳遞函數(shù)分析為基礎(chǔ)，通過(guò)統(tǒng)計(jì)分析識(shí)別出引起某微型車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲的主要激勵(lì)頻率及工況；

（2）運(yùn)用ODS分析，確定后背門(mén)內(nèi)板和左后側(cè)圍內(nèi)板為振動(dòng)最大的車(chē)身板件；

（3）根據(jù)動(dòng)力吸振器的工作原理，將其施加到后背門(mén)內(nèi)板振動(dòng)最大的區(qū)域。通過(guò)有限元分析，大部分工況噪聲下降2 dB（A）左右；通過(guò)試驗(yàn)分析，其車(chē)內(nèi)噪聲峰值降低2 dB（A）左右，達(dá)到優(yōu)化目標(biāo)。

［1］楊安杰.汽車(chē)噪聲標(biāo)準(zhǔn)與測(cè)試探討［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2010，30（04）：110-114.

［2］馬天飛，高剛，王登峰，等.基于聲固耦合模型的車(chē)內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲響應(yīng)分析［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011（15）：76-82.

［3］張光榮.發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)引起的車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲控制研究［D］.長(zhǎng)沙：湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，2009.

［4］劉東明，項(xiàng)黨，羅清，等.傳遞路徑分析技術(shù)在車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)研究與分析中的應(yīng)用［J］.噪聲與振動(dòng)工程，2007，27（4）：73-77.

［5］KrishnaR.Dubbaka，F(xiàn)rederickJ.Zweng，etal. Applicationofnoisepathtargetsettingusingthe technique of transfer path analysis［J］.SAE Paper，2003-01-1402.

［6］Alexander Kruse.NVH improvement of car suspension using transfer path and running mode analysis［J］.SAE Paper，2006-01-0485.

［7］馬天飛.轎車(chē)車(chē)室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)分析［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005，（7）：225-229.

［8］韓旭，郭永進(jìn)，管西強(qiáng)，等.動(dòng)力總成引起的轎車(chē)乘員室結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑分析與控制［J］.機(jī)械強(qiáng)度，2009，（4）：537-542.

［9］陳海松，董久莉.ODS方法在車(chē)身結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析中的應(yīng)用［J］.汽車(chē)技術(shù)，1996，（10）：8-10.

［10］鄭傳榮，曹發(fā)海.ODS方法在汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析中的應(yīng)用［J］.中國(guó)農(nóng)機(jī)化，2008，（2）：80-82.

［11］Gregor Koners.Panel noise contribution analysis:An experimentalmethodfordeterminingthenoise contributions of panels to an interior noise［J］.SAE Paper，2003-01-1410.

［12］李勇，顧彥，靳春梅.汽車(chē)動(dòng)力吸振器優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2011，31（6）：123-126.

［13］沈偉，易斌，陸偉領(lǐng).動(dòng)力吸振器在降低車(chē)內(nèi)路噪中的應(yīng)用［J］.汽車(chē)工程，2010，（8）：690-692.

［14］Michael Swank，Patrick Lindemann.Dynamic absorbers for modern powertrains［J］.SAE Paper，2011-01-1554.

Analysis and Control of the Interior Noise and Vibration of a Mini-vehicle

HOU Xian-jun1，2，ZHANGQiang1，2，LIU Zhi-en1，2，LV Jun-cheng3
（1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China；2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China；3.Technology Development Center，SAIC-GM-Wuling Co.Ltd.，Liuzhou 545007，Guangxi China）

A structure-acoustic coupling finite element model was established for a mini-vehicle.The noise transfer function of the model was analyzed.The critical excitation frequency and working condition which caused the interior noise were identified based on the noise peak at the specific interior response point.The body panels which had the largest vibration deformation in the critical working condition were identified by operational deflection shape analysis.Then，the dynamic vibration absorber was installed on the body panels so as to reduce the interior noise of the vehicle.Results show that the interior noise peak was reduced by 2 dB（A）at 48 Hz frequency，which can meet the optimization requirements.

acoustics；noise transfer function；operational deflection shape analysis；dynamic vibration absorber

U467.4+93

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.023

1006-1355（2015）05-0111-05

2015－02－08

2013年湖北省自然科學(xué)基金重點(diǎn)項(xiàng)目（2013CFA104）

侯獻(xiàn)軍（1973－），男，河南新鄉(xiāng)人，武漢理工大學(xué)汽車(chē)工程學(xué)院，博士，教授，博士生導(dǎo)師。研究方向：發(fā)動(dòng)機(jī)性能與排放控制技術(shù)、汽車(chē)及發(fā)動(dòng)機(jī)CAD/CAE。

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