轎車乘員艙結構噪聲分析技術

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作者：長安汽車股份有限公司汽車工程研究院 周建文    來源：汽車制造業 乘員艙是典型的彈性薄壁腔體結構，其內部噪聲除瞭由外部輻射噪聲傳入車內外，主要由壁板結構振動與車內空氣產生強烈耦合作用引起的低頻轟鳴噪聲。對由結構振動引起的車內噪聲問題，一般有有限元法和邊界元法。在時間是連續的假定下，聲場的控制方程為海爾姆霍茲方程，它由波動方程推導而來。在邊界元方法中，海爾姆霍茲方程被轉化成瞭積分方程，由於積分方程中的未知變量隻分佈於邊界表面，因此隻有邊界才必須被劃分為網格。這大大簡化瞭輸入數據，減少瞭計算時間。由此，邊界元法被廣泛應用於車內噪聲問題和輻射噪聲問題的分析。 車內噪聲分析方法 車內噪聲計算隻考慮車內側聲場，並且是完全封閉的，因此可以采用直接邊界元法進行內部聲場計算。以下對本文采用的內部噪聲分析方法進行瞭描述。 1. 直接邊界元法 無源的各向同性流體介質中任一點的輻射聲壓均可由邊界域方程（1）式描述，其中：p為輻射聲壓；Q為結構表面S上任意點，即邊界點；P為空間中任意點，即場點；n為結構表面S的內法向單位矢量；G為格林函數。 由Euler方程，方程（1）式可寫為方程（2）式，其中：ν為邊界點的法向速度，ρ為流體介質的質量密度，ω為圓頻率。此方程在邊界點及場點成立。 則由方程（2）式可得方程（3）式，其中：{atv} 為噪聲傳遞向量，即方程（4）式。 由方程（4）式可見，噪聲傳遞向量為結構表面法向速度與場點的聲壓的傳遞函數。分別對不同的場點計算，方程（3）式則可寫為方程（5）式， 其中：[ATM]為噪聲傳遞矩陣，由噪聲傳遞向量構成。 2. 分析步驟 車內噪聲主要是由發動機、傳動系、輪胎、液壓系統及結構振動引起，產生的振動、噪聲經過懸架系統、車身結構等的放大作用以結構噪聲和空氣噪聲的形式進入乘員艙內，形成車內噪聲。其中，動力總成是最大的噪聲源，它通過空氣和車體結構傳遞到車內，如圖1所示。 圖1 動力總成到車內噪聲的傳遞路徑 通過大量的測試，車內噪聲組成在20～1000Hz之間的能量分佈如圖2所示。可以看出，在低頻段結構聲是主要噪聲成分，在高頻段空氣聲占主要成分。因此，在低頻段分析時以結構聲為主，即主要考察動力總成引起的振動通過車身結構傳遞到乘員艙內引起的噪聲。 2 車內結構聲和空氣聲在全頻域段的能量分佈 車內噪聲計算流程如圖3所示，車內噪聲分析主要包括聲模態分析、車內聲壓分析和面板貢獻量分析等。聲模態的計算可以看到車內聲腔對什麼頻率最敏感，對車身設計及其他部件設計具有指導作用。車內乘員耳側聲壓計算結果與測試值對比，能夠檢查並標定模型；通過與目標值對比，找出超過目標聲壓值的頻段范圍。各激勵輸入點到耳側聲壓的傳遞路徑分析，即TPA（Transfer Path Analysis）分析，可以看出不同的傳遞路徑在各個頻段所占的貢獻量。再通過IPI（Input Point Inertance）和PCA（Panel Contribution Analysis）分析進一步確定引起噪聲過大的原因是懸置接附點激勵過大，還是車內壁板的振動貢獻量過大造成。 圖3 車內噪聲分析步驟 關於動力總成系統對整車系統的激勵一般通過理論計算得到，但這種方法誤差較大。通過在測 功機上測試動力總成懸置點被動側在加速工況下的激勵作為車內聲壓響應的輸入激勵會更為準確。 如圖4所示為加速工況下動力總成後懸置在某個方向的加速度圖示，可以看出，動力總成二階激勵是主要的激勵成分，所以可以選取二階激勵作為模型的激勵輸入。 圖4 動力總成後懸置被動側在某個方向的加速度 車內噪聲分析 1. 聲模態計算 在聲學空腔建模時，由於儀表板下部沒有封閉，儀表板內部沒有形成獨立的空腔，所以車內空腔建模沒有考慮儀表板的影響。通過計算得到車身空腔模態頻率，在設計中可根據聲模態及振型調整動力總成、懸架、車身等各系統的頻率，避免在這些系統的激勵下產生空腔共鳴，引起讓人不舒適的轟鳴聲。 2. 乘員耳側聲壓計算 乘員耳側聲壓是指在動力總成激勵下，乘員耳側的噪聲聲壓響應。根據對競爭車和參考車的測試，設定乘員耳側聲壓目標值，如圖5中黃線所示，由此確定超過目標值的頻段，並在後續的分析中找出引起在這些頻段內聲壓過大的原因。 圖5 駕駛員耳側聲壓 3. PCA分析 轎車乘員艙內噪聲是由組成乘員艙的所有板件振動引起的，車身壁板的不同區域對於乘員艙內部空間任意位置聲壓的貢獻是不同的。這種貢獻不僅與幅值有關，還與相位有關。在汽車設計階段進行壁板聲學貢獻量分析可以判斷造成車內噪聲的主要板件及其貢獻量，以便在開發初期就進行車身改進設計或者進行其他降噪處理。 4. TPA及IPI分析 傳遞路徑分析TPA有助於找出主要的聲傳遞路徑，並針對主要的傳遞路徑進行分析，找出原因。如圖6所示的TPA分析Bar圖，可以看出在30～40Hz以及160～180Hz之間分別為後懸置Z向和前懸置Z向到車內噪聲的傳遞路徑貢獻量大。圖7 所示的TPA分析矢量圖更加明顯的顯示在35Hz處，後懸置Z向對車內噪聲聲壓有最大的傳遞貢獻量。引起這一路徑貢獻量大的原因可能會有輸入點激勵過大、後懸置接附點車身側Z向在該頻段共振等原因。在確定輸入點激勵沒有比別的輸入點顯著過大的情況下，對後懸置接附點車身側Z向進行瞭IPI分析，分析結果如圖8所示。 圖6 TPA分析Bar圖 圖7 TPA分析矢量圖 圖8 IPI分析圖 從圖8可以看出，在35Hz後懸置接附點車身側Z向具有較大的激勵響應，有可能是與後懸置連接的車架出現共振或局部動剛度偏低等原因造成。 總結 噪聲問題在汽車工業中已經引起瞭人們的普遍關註和重視，特別是近年來隨著人們對轎車乘坐舒適性的要求越來越高，減振降噪已經成為汽車開發中越來越重要的環節。因此，在汽車設計初期就預測車內振動噪聲水平，提出有效減振降噪方案，可以大大提高開發效率，降低開發成本。本文介紹瞭應用邊界元方法對車內噪聲分析的常用方法，並通過實例介紹瞭這些方法的應用，對整車設計提供瞭解決車內噪聲過大問題的思路和方法。(end) Tags:禮品,souvenir,贈品,文具,紀念品,環保,環保袋批發,禮品訂造,筆,餐具,帆布袋,canvas bag,獎座,毛巾,水樽,袋,recycle bag,環保袋,tote bag,shopping bag,bag,傘,gift,gifts,premium,cup,stationery,folder,pen,USB,禮品,souvenir,贈品,文具,紀念品,環保,環保袋批發,禮品訂造,筆,餐具,帆布袋,canvas bag,獎座,毛巾,水樽,,網頁設計,seo,,Web Design