張德偉,劉瑞萍, 徐鑫，張書豪，王東輝，孫巍

(遼寧忠旺集團有限公司，遼寧遼陽 111003)

0 引言

駕駛室是商用車設計的核心之一，它是車輛振動與噪聲的重要傳遞路徑，其結構設計決定了商用車的NVH性能。NVH性能是車輛的一個性能亮點，駕駛員能夠直接感知。駕駛員長時間感受振動和處在噪聲環(huán)境下，會引起頭暈、耳鳴、煩躁以及注意力下降、疲勞等現(xiàn)象，嚴重的還會直接造成身體損傷。

目前使用鋁合金是實現(xiàn)輕量化的重要途徑，可以有效地降低車輛的整備質(zhì)量，實現(xiàn)輕量化目標，同時提高汽車續(xù)航里程，降低單位質(zhì)量的能耗。還可提升新能源車型的市場競爭力。

在駕駛室設計階段，通過分析駕駛室結構和聲腔模態(tài)頻率和振型，在設計過程中對各個激勵源的頻率、各總成頻率、聲腔模態(tài)頻率進行解耦，避免駕駛室結構振動導致共振，同時防止板結構的局部振動引發(fā)駕駛室內(nèi)的噪聲。

框架結構決定駕駛室的整體結構模態(tài)，板的局部結構容易與駕駛室聲腔共振而產(chǎn)生轟鳴聲。本文作者以某鋁合金駕駛室為研究對象，通過仿真手段分析結構模態(tài)和聲腔模態(tài)，對鋁合金駕駛室的結構特性進行評價。

1 模型建立

駕駛室結構都是鋁合金擠壓型材焊接而成，對駕駛室各個部件抽取中面建立網(wǎng)格，通過網(wǎng)格標準檢查網(wǎng)格單元質(zhì)量，焊接位置通過共節(jié)點的方式連接在一起。這種方法保證結構有限元模型的完整性和準確性，提高仿真分析的精度。其結構有限元模型如圖1(a)所示。

聲腔模態(tài)模型主要依據(jù)聲學單元的理想尺寸，即大約是每個波長6個單元(單元尺寸為聲波波長的1/6)，整體上網(wǎng)格大小采用30 mm×30 mm，網(wǎng)格類型以六面體為主，四面體為輔，有利于提高計算速度和精度。其聲腔有限元模型如圖1(b)所示。

圖1 駕駛室結構和聲腔有限元模型

2 模態(tài)分析理論

2.1 結構模態(tài)分析理論

動力系統(tǒng)主要由質(zhì)量、阻尼、彈簧阻力及外載荷四部分組成，單自由度系統(tǒng)的動力方程為

(1)

結構模態(tài)主要是求解固有頻率和振型，而固有頻率和振型計算的實質(zhì)是求解特征值和特征向量的問題，在結構模態(tài)有限元計算中忽略阻尼的影響，在無阻尼、無外在載荷情況下單自由度系統(tǒng)的振動方程矩陣形式為

(2)

式中：M為質(zhì)量矩陣；K為剛度矩陣。

對于線性結構系統(tǒng)，式(2)的簡諧函數(shù)形式解為

x(t)=φsin(ωt)

(3)

式中：φ為特征向量；ω為圓頻率。

將式(3)代入式(2)可得方程：

(K-λiM)φi=0

(4)

式(4)的特征方程為

K-λiM=0

(5)

通過方程(5)即可求得特征值λi，即為固有頻率，再通過方程(4)計算得到特征向量φi，即為振型。

2.2 聲腔模態(tài)分析理論

聲腔模態(tài)和結構模態(tài)的求解類似，同樣也是求解聲腔固有頻率和振型。聲腔模態(tài)的計算基于經(jīng)典聲學理論。在無阻尼、無外在載荷情況下流場內(nèi)波動方程的有限元矩陣形式為

(6)

式中：Mf為流體等效質(zhì)量矩陣；Kf為流體等效剛度矩陣；p為單元節(jié)點壓力。

方程(6)求解過程與結構模態(tài)的振動方程一致，所以通過方程(6)可得聲腔波動的特征方程為

Kf-λiMfpi=0

(7)

通過方程(7)即可計算得到聲腔模態(tài)的頻率和振型。

3 結構模態(tài)分析

結構模態(tài)是影響NVH性能的基礎，是駕駛室最本質(zhì)的特征。它主要通過模態(tài)分析識別出主要模態(tài)的頻率、模態(tài)的振型等，可以預測外界激勵下產(chǎn)生的響應，為解決駕駛室的振動和噪聲提供依據(jù)。某鋁合金駕駛室前6階的振型圖如圖2所示。結構模態(tài)頻率及振型描述如表1所示。

圖2 結構模態(tài)振型圖

表1 結構模態(tài)頻率和振型描述

在模態(tài)振型中，模態(tài)位移為零的點稱為節(jié)點(圖中黑色)；幅值最大點稱為反節(jié)點(圖中深灰色)。節(jié)點位置的振動對整體響應沒有貢獻，反節(jié)點位置的振動對整體響應貢獻最大。在設計過程中盡量將外在激勵和質(zhì)量集中的部件布置在節(jié)點上或接近節(jié)點附近。

駕駛室的1階扭轉模態(tài)是最重要的模態(tài)，該駕駛室的第1階和第2階模態(tài)都呈現(xiàn)扭轉形式，但頻率相差13 Hz，振型主要區(qū)別是節(jié)點和反節(jié)點的位置不同，呈現(xiàn)180°旋轉對稱。第3階模態(tài)出現(xiàn)地板向下而頂蓋向上運動的方向相反的運動形式的“呼吸”模態(tài)，容易激起聲腔模態(tài)而產(chǎn)生轟鳴聲。第5階和第6階出現(xiàn)局部模態(tài)，主要是頂蓋和前橫梁的局部振動，這些位置剛度不足容易產(chǎn)生振動。

4 聲腔模態(tài)分析

聲腔模態(tài)是指封閉空氣而形成的模態(tài)，同樣也存在模態(tài)頻率和模態(tài)振型。聲腔模態(tài)主要體現(xiàn)在壓力的變化。圖中顏色對應壓力的大小，如圖3所示，不同位置的壓力是不同的。壓力為零的位置(圖中黑色)稱為節(jié)點。駕駛室的每階聲腔模態(tài)都有不同的振型。某鋁合金駕駛室前6階的振型圖如圖3所示。聲腔模態(tài)頻率及振型描述如表2所示。

圖3 聲腔模態(tài)振型圖

該駕駛室在頻率91.6 Hz出現(xiàn)第1階橫向模態(tài)，此振型的壓力分布以車輛中心線為對稱軸左右對稱，壓力從中心向兩側逐漸增大。第2階聲腔模態(tài)的壓力以節(jié)點組成的區(qū)域(黑色)為對稱面向兩側逐漸增大。第3階聲腔模態(tài)的振型相當于第2階振型旋轉90°而得到，但頻率高出35 Hz。聲腔模態(tài)的振型隨著頻率的增加越來越復雜，呈現(xiàn)縱向和橫向交織的形式。

表2 聲腔模態(tài)頻率和振型描述

5 結論

通過有限元方法計算得到某鋁合金駕駛室的結構模態(tài)和聲腔模態(tài)，結論如下：

(1)通過分析該駕駛室的結構模態(tài)，鋁合金駕駛室既能實現(xiàn)輕量化目標，也能實現(xiàn)結構模態(tài)的目標值，也為框架結構設計提供依據(jù)。

(2)通過分析該駕駛室的聲腔模態(tài)，得到了在中低頻率階段的聲腔模態(tài)，為板結構的設計提供設計參考。

(3)駕駛室結構模態(tài)和聲腔模態(tài)都是NVH的重要基礎，為實現(xiàn)駕駛室的舒適性和駕駛室的結構設計改進提供技術支持。