李彩霞

（重慶工商職業(yè)學院 機電工程學院，重慶 400052）

聲學靈敏度分析在面包車車身上的應(yīng)用

李彩霞

（重慶工商職業(yè)學院 機電工程學院，重慶 400052）

某款面包車車身在一定的工況下振動明顯較大，致使車輛的舒適性能明顯下降。通過試驗?zāi)B(tài)與仿真模態(tài)對比分析，驗證幾何模型的準確性。在此基礎(chǔ)上利用聲學仿真軟件對面包車白車身進行聲學靈敏度分析，通過左懸置點、右懸置點以及后懸置點的不同方向的激勵獲得響應(yīng)點的聲壓信號。結(jié)果表明：不同的激勵點對面包車的響應(yīng)點的聲壓的影響不同；不同方向的激勵也影響面包車響應(yīng)點的聲壓；該款面包車由于在36 Hz以及111 Hz頻率段與面包車車身頂蓋的局部模態(tài)振動共振，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲突然增大。為面包車的進一步改進提供依據(jù)。

振動與波；聲學靈敏度；面包車；局部模態(tài).

面包車由于其車身內(nèi)空間大，價格便宜等特點深受大家歡迎。但是面包車的舒適性能較轎車相差甚遠。同時，面包車較易發(fā)生事故，車輛事故調(diào)研表明“面包車”已成為較大以上交通事故的重災(zāi)車型之一。因此，對面包車的車身研究具有重要的工程應(yīng)用意義。

關(guān)于振動與噪聲的研究有很多，徐中明教授針對重型商用車的驅(qū)動橋進行了振動噪聲預(yù)測分析，找出振動的原因，為橋殼的進一步改進提供理論依據(jù)[1]；朱靜等通過對某輕型客車車身的有限元建模及相應(yīng)的模態(tài)分析計算,得到此車身的固有頻率和相應(yīng)的振型,用于指導(dǎo)改進該類車型的振動問題[2]；魏沈平等針對某款電動汽車進行噪聲分析和優(yōu)化，通過優(yōu)化改進了點擊、減速器以及懸置系統(tǒng)的橡膠墊剛度，從而降低噪聲，并通過試驗驗證了優(yōu)化的可行性[3]；李舜酩等從聲固耦合分析和有源噪聲控制方面描述不同研究者對車輛內(nèi)腔噪聲分析與控制采取的措施，具有很高的參考價值[4]；楊博等以某型SUV車為例,建立車身及乘坐室聲腔的有限元模型,并與剛度實驗對比驗證模型的正確性,通過頻率響應(yīng)分析得到車內(nèi)噪聲等級以及噪聲的頻率分布特性。為今后開展轎車車身噪聲研究提供可借鑒的方法[5]。

關(guān)于車身的振動噪聲研究很廣泛，但是大多數(shù)研究的范圍都在轎車和重型商務(wù)車上，關(guān)于面包車的研究卻很少。文中以某款面包車為研究對象，建立聲學有限元模型，利用噪聲傳遞函數(shù)理論，針對面包車發(fā)生劇烈振動的現(xiàn)象進行分析，找出原因，為車身結(jié)構(gòu)的進一步改進提供幫助。

1 模態(tài)分析

1.1 模型的處理

在UG軟件中建立了白車身三維模型，將三維模型導(dǎo)入有限元軟件中進行模態(tài)分析。進行有限元仿真分析前，需要對白車身三維模型進行響應(yīng)的幾何處理：

① 合并或消除了一些較小的面或邊；

②去除對結(jié)果影響較小的圓孔等。

1.2 網(wǎng)格劃分

對白車身CAD模型進行有限元網(wǎng)格劃分，劃分結(jié)果如圖1所示。白車身所有零部件均采用板殼單元進行離散，并盡量采用四邊形板殼單元模擬，采用少量三角形單元以滿足高質(zhì)量網(wǎng)格的過渡需要，四邊形網(wǎng)格448 700，三角形網(wǎng)格5 543，三角形網(wǎng)格所占比例為1.2%。

圖1 白車身三維模型和網(wǎng)格模型

1.3 模態(tài)分析

完成網(wǎng)格劃分后，設(shè)置模態(tài)分析分析步，使用Lanczos法計算其20階自由模態(tài)。試驗?zāi)B(tài)[6]采用軟繩懸掛的方式模擬自由模態(tài)。試驗時在振動較大處布置較多的測點，以便獲得更準確的結(jié)果。試驗時由激振器對車身產(chǎn)生激勵力，使車身產(chǎn)生振動，同時在車身的適當位置布置加速度傳感器，試驗采用固定激勵點，改變響應(yīng)點的多次觸發(fā)采樣，輸入信號和輸出信號經(jīng)電荷放大器進入采集系統(tǒng)。將采集到的數(shù)據(jù)導(dǎo)入模態(tài)分析軟件中，采用ploy max算法計算，得到試驗值的固有頻率。表1中列出了前6階的仿真值和試驗值，試驗現(xiàn)場圖如圖2所示。

表1 試驗?zāi)B(tài)與有限元仿真模態(tài)對比

圖2 模態(tài)試驗現(xiàn)場圖

通過表1發(fā)現(xiàn)，有限元仿真與試驗?zāi)B(tài)前6階的頻率誤差均在5%以內(nèi)，說明了有限元模型的準確性。

2 NTF分析

NTF是（Noise Transfer Function）噪聲傳遞函數(shù)的簡稱，也即車身的聲學靈敏度[7-9]。它是指施加于車身的單位力在車內(nèi)產(chǎn)生的聲壓，即空腔對施加于車身結(jié)構(gòu)的激勵所產(chǎn)生的噪聲響應(yīng)，是車身結(jié)構(gòu)與內(nèi)部空腔所固有的結(jié)構(gòu)—聲學特性。

2.1 聲學模型的建立

首先在有限元前處理軟件中導(dǎo)入某車身結(jié)構(gòu)有限元模型，提取面包車室內(nèi)部與空氣接觸的表面，構(gòu)成一個密閉的聲學空腔。網(wǎng)格劃分時，要注意聲學單元和結(jié)構(gòu)單元的單元大小要一致，且聲學單元在每個波長范圍內(nèi)至少有6個單元，這里取12個單元。文中以300 Hz以內(nèi)的低頻噪聲進行分析，噪聲的分析頻率f應(yīng)該是所研究頻率的2倍，即f=600 Hz，所以最小波長λ為0.57m,所以單元長度取為0.045 m。根據(jù)上述模型簡化原則，在有限元前處理軟件中建立如圖3所示的聲腔模型，共有40 745個節(jié)點，454 243個單元。

圖3 聲腔模型

為使模型與實際更加逼近，在白車身結(jié)構(gòu)模型基礎(chǔ)上，增加整車內(nèi)飾系統(tǒng)、開閉件、風擋玻璃等附件的質(zhì)量，如圖4Trimmed body模型所示。

圖4 Trimmed body模型

文中的NTF分析模型，是聲學模型與Trimmed body的組合，如圖5所示。

圖5 NTF模型

2.2 激勵點、響應(yīng)點的確定

激勵點為被動側(cè)懸置中心，方向為X、Y、Z，響應(yīng)點為駕駛員、中排左及后排右位置乘客耳朵處，響應(yīng)點坐標如表2所示。

對比分析了左懸X、Y、Z，右懸X、Y、Z，后懸X、Y、Z激勵時，各個考察點的響應(yīng)；同時對比了橫向力、縱向力、垂向力對車內(nèi)噪聲的影響（考察點為DRE），動力總成及懸置對車內(nèi)噪聲的影響，響應(yīng)點在車室內(nèi)的位置如圖6所示。

圖6 響應(yīng)點

3 數(shù)據(jù)分析

分別針對各懸置點進行三個方向激勵，激勵信號分別為橫向力、縱向力、垂向力，得到各響應(yīng)點的振動噪聲信號。

如圖7所示，左懸置點上作用縱向力，各響應(yīng)點在36 Hz、136 Hz、186 Hz出現(xiàn)了峰值，由此可以判定：在縱向力作用下，白車身在低頻36 Hz、136 Hz、186 Hz噪聲比較大。

圖7 左懸Y方向激勵各點響應(yīng)

由表3可以看出：不同懸置點同一方向激勵，引起的響應(yīng)有差別；同一懸置點在不同方向激勵，引起的響應(yīng)也有差別。

表4為駕駛員位置右耳處的響應(yīng)，通過表4可以看出：橫向力激勵下，在36 Hz、186 Hz出現(xiàn)峰值點；縱向力作用下，186 Hz出現(xiàn)峰值點；垂向力作用下，36 Hz、86 Hz、111 Hz、141 Hz、186 Hz出現(xiàn)峰值點。三個方向力共同作用下，186 Hz的頻率引起的噪聲比較大。

表3 右懸置點/后懸置點/左懸置點激勵結(jié)果

表4 三處激勵三方向的駕駛員右耳處響應(yīng)

在36 Hz、111 Hz引起車頂?shù)恼駝?，振動如圖8所示。

圖8 白車身局部振動情況

4 結(jié)語

(1)觀察點內(nèi)在36 Hz、186 Hz均出現(xiàn)了峰值，考慮動力總成及懸置軟墊參數(shù)后，在186 Hz車內(nèi)噪聲峰值消失，在36 Hz、111 Hz、131 Hz仍存在峰值，其中在36 Hz、111 Hz車身蓋存在局部模態(tài)，是造成車內(nèi)噪聲峰值的主要原因，因此需要加強頂蓋橫梁。131 Hz為新出現(xiàn)峰值，懸置剛度需進一步優(yōu)化；

(2)垂向力對車內(nèi)噪聲的影響較大，橫向力、縱向力對車內(nèi)噪聲影響相對較小。

[1]徐忠明，晏慧，張志飛，等.重型商用車驅(qū)動橋振動噪聲分析[J].重慶理工大學學報，2010，24（7）：1-6.

[2]朱靜，左言言，吳爽，等.輕型客車車身的有限元模態(tài)分析[J].噪聲與振動控制，2005，4：23-25.

[3]魏沈平，王燕，范習民.某電動汽車噪聲分析及優(yōu)化[J].北京汽車，2012，1：42-44.

[4]李舜酩，儀垂杰，趙玉成，等.車輛內(nèi)腔噪聲分析及控制研究的發(fā)展[J].農(nóng)業(yè)機械學報，1998，29（2）：167-169.

[5]楊搏，朱平，韓旭，等.轎車車身結(jié)構(gòu)噪聲性能分析與優(yōu)化研究[J].噪聲與振動控制，2006，10：74-77.

[6]廖林清，徐科峰，雷剛，等.轎車白車身模態(tài)試驗與有限元模態(tài)分析的對比[J].重慶工學院學報，2009，23（01）：11-14.

[7]曹文鋼，曲令晉，白迎春.基于靈敏度分析的客車車身質(zhì)量優(yōu)化研究[J].汽車工程，2009，31(03)：278-281.

[8]吳光強，盛云，方園.基于聲學靈敏度的汽車噪聲聲-固耦合有限元分析[J].機械工程學報，2009，45(03)：222-228.

[9]聶祚興，于德介，李蓉，等.基于Sobol’法的車身噪聲傳遞函數(shù)全局靈敏度分析[J].中國機械工程，2012，23（14）：1753-1757.

Application ofAcoustic SensitivityAnalysis to a Van’s Body

LI Cai-xia
（School of Mechatronic Engineering,Chongqing Technology and Business Institute, Chongqing 400052,China）

The vibration and noise of a van were found to be very large under its working condition so that its comfort was poor.Therefore,a finite element model was established for the van’s body.The results of simulations were compared with those from modal tests to justify the accuracy of the finite element model.On this basis,the acoustic sensitivity of the van’s body was simulated by acoustic simulation software.The sound pressure signals at the measurement points were obtained through the excitation at the left mount point,right mount point and the back mount point respectively in different directions.The results show that both different locations of aspiration points and different aspiration directions have different impacts on the acoustic pressure signals at the measurement points.At the frequencies of 36 Hz and 111 Hz,the local resonance of the van body’s top cover occurs which leads to very large internal noise.The results provide some bases for further improvement of the van’s body.

vibration and wave;acoustic sensitivity;van;local modes

TB535

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.017

1006-1355(2015)02-0069-04

2014－07－21

李彩霞（1984－），女，陜西綏德人，碩士研究生，講師，主要研究方向機械設(shè)計與制造等。E-mail:281028404@qq.com