馮蘭芳，邢志偉，惠延波，王宏曉，夏兆義

(河南工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，河南鄭州450007)

0 引言

在車輛設(shè)計(jì)階段進(jìn)行噪聲模擬可以很好地對(duì)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)起到指導(dǎo)作用，以達(dá)到在設(shè)計(jì)初期就考慮到車身NVH性能的目的.陳昌明等人利用Sysnoise軟件，結(jié)合有限元與邊界元法對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行了仿真分析.王登峰等人使用統(tǒng)計(jì)能量解析法(SEA)對(duì)某國(guó)產(chǎn)轎車的車內(nèi)噪聲做出預(yù)測(cè)分析并與實(shí)驗(yàn)做出了比較.

汽車車身內(nèi)部噪聲的激勵(lì)源主要是動(dòng)力總成與路面激勵(lì)等［1］.由于條件限制，筆者主要模擬一定等級(jí)路面行駛中所產(chǎn)生的車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)，而將動(dòng)力總成考慮為特定轉(zhuǎn)速，把路面激勵(lì)當(dāng)做主要的激勵(lì)源來(lái)處理.使用Matlab/simulink來(lái)編制路面譜文件，使多體動(dòng)力學(xué)模型在所編制的路面上進(jìn)行仿真，從而得到由路面對(duì)車身結(jié)構(gòu)的激勵(lì)信號(hào)，并將其利用傅里葉變換轉(zhuǎn)成頻域信號(hào)，并加載到在Hypermesh中所建立的車身聲固耦合模型上，利用Nastran SOL111進(jìn)行求解，以獲得車內(nèi)特定位置的噪聲水平.

1 路面譜的建立

首先使用Matlab/simulink軟件進(jìn)行路面高程數(shù)據(jù)的生成，目前進(jìn)行道路高程數(shù)據(jù)的生成的方法［2］有白噪聲濾波法、諧波疊加法、離散時(shí)間序列生成法、PSD離散采樣模擬方法等.由于白噪聲濾波法有較強(qiáng)的理論性并且仿真速度較快，所以這里是使用白噪聲濾波法進(jìn)行的.

由《車輛振動(dòng)輸入-路面平度表示方法》中可知，當(dāng)車輛以速度u勻速行駛，由于ω=2πf，時(shí)域路面不平度功率譜密度表示為［3］

當(dāng)ω→0時(shí)，G(ω)→∞.因此，考慮下截止角頻率后，實(shí)用功率密度可以表示為

式中:ω0為下截止角頻率;no為參考空間頻率no=0.1 m-1.

式(2)可視為白噪聲激勵(lì)的一階線性系統(tǒng)的響應(yīng).由隨機(jī)振動(dòng)理論式中H(ω)為頻響函數(shù)，Sω為白噪聲W(t)的功率譜密度，取 Sω=1，所以，

即可推出下式:

式中:n00為下截止空間頻率，n00=0.011 m-1;Gq(n0)為路面不平度系數(shù)，m-3;W(t)均值為零的高斯白噪聲;q(t)路面隨機(jī)高程位移，m［4］.

在Matlab/simulink中根據(jù)式(4)建立仿真模型如圖1所示.

圖1 路面高程數(shù)據(jù)仿真框圖Fig.1 Road elevation data simulation diagram

圖1 中的Y是來(lái)自Matlab自帶的高斯白噪聲函數(shù)wgn，生成的一組符合白噪聲分布的隨機(jī)數(shù).這里選取白噪聲功率為20 dB，車輛速度16 m/s，路面等級(jí)參數(shù)Gq(n0)=2.56×10-4為 C級(jí)路面的不平度系數(shù)幾何平均值.生成了兩列800 m的路面隨機(jī)高程仿真數(shù)據(jù)，如圖2所示.

圖2 C級(jí)路面高程數(shù)據(jù)Fig.2 Grade C road elevation data

將由兩列不同隨機(jī)數(shù)生成的路面高程數(shù)據(jù)分別作為左右兩側(cè)輪的激勵(lì)編制在同一路面文件之中.

2 整車多體動(dòng)力學(xué)建模與仿真

根據(jù)分析軟件Adams/car［5］調(diào)用車輛底盤結(jié)構(gòu)模板，通過(guò)適當(dāng)關(guān)鍵參數(shù)的修改以達(dá)到樣車的動(dòng)力學(xué)特性.例如懸架的彈簧阻尼系統(tǒng)、傳向系統(tǒng)、制動(dòng)系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)等各個(gè)子系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)參數(shù).這里將車身結(jié)構(gòu)以及對(duì)底盤中影響較大的橫向穩(wěn)定桿使用Nastran生成柔性體MNF文件代替原來(lái)的剛體結(jié)構(gòu)，板簧這里使用三段式板簧來(lái)模擬其非線性的受力狀況，其他部件均為剛體，組成剛?cè)狁詈夏Ｐ停?］.并將上述中生成的C級(jí)路面導(dǎo)入Adams/car中進(jìn)行仿真，如圖3所示.這里控制文件設(shè)置為直線，以16 m/s行駛800 m，提取底盤與車身連接處的軸向力載荷，這里總共15個(gè)連接處，包括前懸架與車身連接處、板簧與吊耳連接處、副車架與擺臂連接處等.仿真步長(zhǎng)設(shè)置為0.025 s，仿真時(shí)間50 s，路面文件使用前述已編制好的C級(jí)路面.

圖3 整車多體動(dòng)力學(xué)仿真Fig.3 The vehiclemulti-body dynam ics simulation

在Adams/car中建模時(shí)，在底盤與車身連接處設(shè)置request，以獲得相應(yīng)的軸向載荷信息，并將發(fā)動(dòng)機(jī)以一定工況轉(zhuǎn)速設(shè)置，直接以該工況下發(fā)動(dòng)機(jī)懸置處激勵(lì)為相應(yīng)載荷信息，這里共獲得了15個(gè)連接處的45組激振力時(shí)域信號(hào).由于噪聲分析通常是在頻域中進(jìn)行的，用Adams/Post-Processor中自帶的FFT變換工具對(duì)已獲得時(shí)域載荷進(jìn)行頻譜分析并轉(zhuǎn)成頻域信號(hào)，由于是多通道載荷同時(shí)作用，所以進(jìn)行FFT變換時(shí)同時(shí)生成幅頻信號(hào)與相頻信號(hào).圖4為懸架右側(cè)滑柱與車身連接處垂直方向的激振力時(shí)域信號(hào)和幅頻信號(hào)及相頻信號(hào).

圖4 右側(cè)滑柱對(duì)車身垂向激勵(lì)Fig.4 The right column on the slide body vertical incentive

3 車身結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

采用Hypermesh前處理軟件對(duì)車身進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，由于車身主要是鈑金件構(gòu)成的，使用殼單元進(jìn)行劃分并保證大部分為quad4的四邊形單元，并控制三角型單元比例在5%以內(nèi).膠粘連接用相應(yīng)的Glue單元模擬，焊點(diǎn)連接用一維的Cweld單元模擬，螺栓連接使用剛性的reb2單元模擬，發(fā)動(dòng)機(jī)、座椅等集中質(zhì)量使用CONM2單元模擬并使用reb3單元進(jìn)行連接，并且對(duì)內(nèi)飾等非結(jié)構(gòu)質(zhì)量直接均布到相應(yīng)位置的單元節(jié)點(diǎn)上.由于要考慮車內(nèi)聲場(chǎng)，所以儀表盤結(jié)構(gòu)也考慮在其中.模型中共包括1 088 780個(gè)殼單元，486 578個(gè)體單元.如圖5所示為車身結(jié)構(gòu)的有限元模型.

圖5 車身有限元模型Fig.5 FEMof body

部分板件模態(tài)如表1所示.由Nastran求解車身模態(tài)可知，在20～200 Hz分布著830階模態(tài).

表1 車身部分板件模態(tài)Tab.1 The partmodal of the body plate

4 聲腔有限元模型的建立

聲固耦合有限元方程如下［7］:

式中:MSS、KSS分別為車身結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣與剛度矩陣;Mff、Kff分別為聲腔的聲學(xué)質(zhì)量矩陣與聲學(xué)剛度矩陣;S為車身的結(jié)構(gòu)聲學(xué)耦合矩陣;u為結(jié)構(gòu)位移矢量;FS為施加于結(jié)構(gòu)的外力矢量;ρ0為空氣密度;c0為空氣中的聲速.

為了進(jìn)行車內(nèi)聲場(chǎng)的聲固耦合分析和指定點(diǎn)聲壓的分析，將車內(nèi)空腔劃分為聲學(xué)單元，用四面體單元進(jìn)行模擬，聲學(xué)單元理想長(zhǎng)度約為每個(gè)波長(zhǎng)6個(gè)單元［8］，將聲學(xué)單元大小控制在40～50 mm之間.考慮到座椅對(duì)聲場(chǎng)有一定的影響，將座椅也進(jìn)行聲學(xué)四面體單元?jiǎng)澐郑鐖D6所示.對(duì)聲學(xué)材料使用流體材料MAT10，并對(duì)空氣與座椅分別附以不同的體積常數(shù)，在進(jìn)行耦合分析時(shí)由《MD Nastran Dynamic Analysis User’s Guide》可知，使用ACMODL卡片使車身結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與聲學(xué)網(wǎng)格進(jìn)行耦合.

圖6 車內(nèi)聲腔有限元模型Fig.6 FEMof body interior acoustic

車內(nèi)聲腔模態(tài)分布如表2所示，由Nastran求解聲腔的模態(tài)可知，在20～200 Hz范圍內(nèi)分布著16階模態(tài).

表2 車內(nèi)聲腔模態(tài)Tab.2 Themodal of body interior acoustic

由表1與表2可以看出，對(duì)聲壓影響較大的車身板件模態(tài)主要集中在20～100 Hz間，而聲腔模態(tài)主要集中在100～200 Hz間.但在聲場(chǎng)與車身板件的耦合作用下模態(tài)分布會(huì)有所改變，100 Hz以下主要由車身板件模態(tài)與前兩階聲腔模態(tài)影響，而100 Hz以上易受到聲腔模態(tài)影響.另外，由于路面激勵(lì)主要集中在50 Hz以下，所以噪聲聲壓主要集中在較低的頻率段.

使用SOL111做頻響分析，將駕駛員坐席的水平橫坐標(biāo)向右到座椅中心面距離200±20 mm處作為檢測(cè)點(diǎn)，得出在上述模擬中路面激勵(lì)對(duì)車身結(jié)構(gòu)激勵(lì)所產(chǎn)生聲場(chǎng)的頻率分布，如圖7所示為聲壓級(jí)的頻率分布.

由圖7可以看出，C級(jí)路面激勵(lì)所產(chǎn)生的聲壓級(jí)噪聲主要集中在100 Hz以下，隨著頻率的升高聲壓級(jí)趨勢(shì)趨于降低，符合現(xiàn)實(shí)中路面激勵(lì)產(chǎn)生低頻噪聲的感受，所模擬駕駛員座椅處噪聲峰值出現(xiàn)在30 Hz左右約為70 dB.圖8為駕駛員座椅測(cè)量點(diǎn)的聲壓級(jí)分布樣車測(cè)量值與分析預(yù)測(cè)值對(duì)比.可以看出，樣車進(jìn)行路試時(shí)對(duì)駕駛員右耳處進(jìn)行聲壓級(jí)測(cè)量所得數(shù)據(jù)趨勢(shì)與聲固耦合有限元模型分析基本一致，由于預(yù)測(cè)模型中沒(méi)有考慮內(nèi)飾的吸聲作用與空氣噪聲等原因，所以總體聲壓級(jí)與預(yù)測(cè)值相比較低.

5 結(jié)論

筆者建立了某微客剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型，并在由Matlab/simulink生成的C級(jí)路面上仿真得到了車身與底盤連接處的激勵(lì)信號(hào)，將激勵(lì)以頻域信號(hào)的方式加載在車身的聲固耦合模型之上，得出駕駛員位置的聲壓響應(yīng)并與樣車測(cè)量值進(jìn)行對(duì)比，可看出試驗(yàn)中聲壓基本分布趨勢(shì)與分析結(jié)果基本一致，并說(shuō)明這種方法在工程實(shí)踐中的可行性.

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