微型电动轿车驾驶室内的低频噪声分析

朱茂桃，樊婷，王中，刘一夫

（江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江，212013）

在现代汽车设计过程中，驾驶室内声学舒适性已经成为车身设计中的重要指标，也是用户所关心的整车性能指标之一。过高的驾驶室内噪声会引起驾驶员及乘客的身体不适，引发疲劳，诱发交通事故[1]。因此，世界各国都对汽车噪声的控制制定了严格的标准，各大汽车制造商也都投入了巨大的人力和物力来研究汽车振动噪声的发生机理与控制方法。

一般汽车乘坐室室内表面都装有装饰及吸声材料，对于驾驶室内噪声中的高频部分有较好的吸收衰减作用，但对于低频部分收效甚微，该频段的噪声给人的主观感觉是“轰鸣声”，它能造成乘员的强烈不适感，如晕车等。在如此低的频段内，一般的吸声措施不起作用；而主动消声则由于消声器的尺寸限制也不能很好的工作。目前该频段的驾驶室内噪声问题，世界各大汽车厂商都尚未很好的解决[2]，仍然是一个较为棘手的问题。本文的工作主要针对轿车驾驶室内低频噪声，以轿车驾驶室内为研究对象，通过有限元方法进行了分析，并通过在结构表面粘贴阻尼片以降低噪声辐射面板的振动。

1 驾驶室内声腔有限元模型的建立

在简化模型建立的过程中忽略声学贡献较小的部件，如仪表板、转向盘、扶手、踏板等。在声学腔体模型中可以将车门，车窗近似简化成一个平面。

在Hyper Mesh中利用结构有限元模型内部表面生成封闭的声腔模型。根据“每波长六单元”的理想声学单元尺寸理论[3]，本文研究的频率范围在200 Hz以内，所建立的声单元的尺寸平均为60 mm，建立的驾驶室内声腔有限元模型如图1所示，可计算频率最高可达471 Hz。

2 驾驶室内声腔模态分析

取驾驶室内空腔中的空气密度为1.225 kg/m3，声速340 m/s。将声腔有限元模型导入SYSNOISE软件中进行计算。声学模态振型计算结果如图2。

图2 声腔各阶声学模态振型Fig.2 Acoustic modal shapes of the car compartment cavity

从计算得出的声压云图可以看出：

（1）声腔1阶模态为垂直方向第1阶声模态。声压沿着垂直方向变化，节面的位置出现在车门与顶棚连接处；

（2）声腔2阶模态为纵向第1阶模态。声压沿纵向变化，节面的位置出现在车身的中部，驾驶员位置位于该区域，节面两侧声压的幅值逐渐增大，最大声压出现在后部地板与后背门的交汇区域；

（3）3阶模态是横向第1阶声模态，但声压的分布并不是严格的横向分布，并出现一个节面位置，驾驶员位置接近于该区域。最大声压值出现在门槛与地板连接处；

（4）4阶模态是纵向第一阶和垂直方向第1阶声模态的组合。最大声压出现在前围及顶棚区域；

（5）5阶模态是横向的第一阶模态与纵向的第1阶模态的组合。声压近似沿横向和纵向变化，在纵向和横向各有一个节面，节线两侧声压逐渐增大，最大声压出现在靠近后侧围、后背门与后地板的交汇区域；

（6）6阶模态为横向和垂直方向1阶模态的组合。

该车为单排座车型，可以看出第2、第5及第6阶模态较为有利，驾驶员处于该阶模态节线位置；第3阶模态属于有利模态，驾驶员接近于该阶模态节线位置附近，处于噪声较小的声学环境中。第1、第4阶模态为不利模态。

各阶模态振型频率如表1所示。

表1 声腔各阶模态频率Tab.1 Modal frequency

3 驾驶室内声学响应预测与试验对比

谐响应分析的作用在于确定线性结构在承受随时间按正弦规律变化的载荷作用下的稳态响应，计算出结构在一系列频率下的响应并得到不同频率下单元或节点的位移或速度响应值。该方法用于求解结构或流体在稳态振动激励下的响应问题，可以帮助设计人员预测结构的持续动力特性，从而能够验证其设计能否成功地克服共振、疲劳及其他受迫振动所引起的有害效果。

在车身频率响应分析的基础上，通过谐响应分析中的模态叠加法进行驾驶室内噪声的预测。振型模态叠加法计算整车结构动态响应的优点是：消耗的系统资源低，可以使解按结构的固有频率聚集，使响应曲线更平滑[4]。

进行车身振动响应实验时，激励力是根据当时的车速路面条件下通过测量得的，是不断变化的任意力。由于条件限制论文中进行计算时采用激励力为单位简谐力，并根据本车型的驱动形式假设动力系统作用力作用在安装减震器部位的左右减震器支座上，力的方向为Z向。

为了获得车身上不同位置的振动情况，通过提取相应的节点的频率响应值来表示的振动情况，本文提取车身顶棚、车门、前后地板、车身侧围以及前围板上的点来分析响应情况。

3.1 仿真结果分析

图3 为仿真得出的各测点的振动响应值。

由计算结果发现，车门在40～50 Hz振动幅度最大，在70～80 Hz顶棚、后地板振动较大，前地板及前围板有较小的振动。各响应点最大振幅及出现频率如表2所示。

3.2 振动噪声试验

运用LMS Test.lab测试系统，采用阶次跟踪方法对轿车驾驶室内噪声和振动进行测试，测试在升速阶段的噪声信号及车身、底盘和传动系统的振动加速度信号，得到整个车速增加过程中的振动噪声阶次谱图和频谱图，从而分析确定引起驾驶室内问题噪声和振动的主要频率。

图3 车身测点的位移频率响应Fig.3 Frequency response of measure point on car body

实时采集汽车均匀加速过程中（车轮转速变化范围为0～600 r/min）车轮转速、麦克风及加速度传感器信号。得到车内噪声及主要测点振动随转速的变化关系。测试框图如图4所示。

表2 响应点最大振幅出现频率段Tab.2 The frequency range of the largest amplitude point

图4 测试框图Fig.4 Charts of measure process

3.2.1 试验结果

经软件处理得驾驶员耳边噪声阶次瀑布图及部分测点振动阶次谱图如图5和图6。

从试验结果可以看出，驾驶室内噪声主要由高频部分（77阶）、低频部分（40～50 Hz）组成。车门位置的在40～50 Hz有共振出现；顶棚在40～50 Hz段有较多的振动；A柱位置主要是77阶振动；前地板77阶振动最为剧烈。

3.2.2 理论与实验的对比分析

图5 噪声阶次瀑布图Fig.5 Waterfall plot of noise

图6 部分测点振动阶次谱图Fig.6 Waterfall plot of vibration

1)对比驾驶室内噪声频率响应有限元的结果图3 a，低频噪声在40～50 Hz之间有均有峰值出现。而试验的噪声阶次瀑布图5显示驾驶室内在40～50 Hz有较大低频的“轰鸣声”，验证有限元方法该频段的声学性能预测是准确的；

2)参考试验结果中车身上测点的振动瀑布图6，车门位置在40～50 Hz的振动相当剧烈。车身上顶棚、A柱在此频率段有微弱的振动峰值。对比仿真结果图2及表2，车身上车门位置在40～50 Hz位移响应最大，其它位置振动均较小。从这一点上看，仿真和试验的结果也是是一致的；

3)参考驾驶室内声腔模态振型图2 a，驾驶室内的第一阶声学模态在47.7 Hz。且该阶模态下，车门位于该阶声学模态振型的波腹位置上，因此该位置的振动辐射声将被放大，从而对驾驶室内40～50 Hz的“轰鸣声”有一定贡献；

4）表2显示，出现振动幅值较大的主要频率段为70～80 Hz，而试验结果图5及图6显示驾驶室顶棚部分在70～80 Hz存在较大的噪声，仿真结果与试验数据的一致性较好。

综合以上仿真分析与试验分析结果，确定40～50 Hz、70～80 Hz为驾驶室内噪声控制的主要频率段。

4 表面施加阻尼方法的噪声控制[5]

4.1 驾驶室内声腔边界元模型的建立

建立的驾驶室内声腔、座椅及场点的边界元模型如图7所示。设置乘座室的室内声腔的空气介质密度为ρ=1.225 kg/m3，声速为v=340 m/s。

图7 驾驶室内声腔边界元模型Fig.7 BEmmodal of interior car compartment cavity

4.2 面板声学贡献度结果

在LMS Virtual.lab软件中设定驾驶员右耳边为测点，综合前文声学计算及试验中所反映出来的问题，用驾驶室内声腔边界元模型分别计算了47 Hz、77 Hz处的板件声学贡献度。将该乘坐室的壁板分为前地板、顶棚、后地板、右车门、前围板、左侧围、左车门、右侧围共8个部分，编号分别为1、2、3、4、5、6、7、8。

板件贡献计算结果分别如图8，图9。通过声学直方图能够清楚的表明不同板件在给定频率下对驾驶室内场点噪声的声学贡献。

图8 47 Hz板件声学贡献直方图Fig.8 Histogram of acoustic contribution at 47 Hz

图9 77 Hz板件声学贡献直方图Fig.9 Histogram of acoustic contribution at 77 Hz

声学贡献直方图8显示47 Hz左侧和右侧车门的贡献最大。图9显示77 Hz顶棚、左右侧围为正贡献且贡献较大，后地板也有一定正贡献。

4.3 施加阻尼片噪声控制

将根据驾驶室内低频噪声主要是由车身板件的固有振动产生的辐射声结合板件声学贡献分析的结果，对影响车内低频噪声较大的板件采取改进措施。

4.3.1 阻尼片建模

表面阻尼处理的原理是在板件表面施加阻尼涂层或者阻尼贴片，从而提高阻尼损耗因子，有效抑制振动，减小结构的辐射声。目前表面阻尼通常有两种处理的方式，自由阻尼处理和约束阻尼处理。本文采用约束阻尼处理，采用整体划分单元。根据以上方法，所建立的模型如图10，为实现节点位移协调，在不同层对应节点之间采用刚性单元连接。

图10 约束阻尼结构有限元模型Fig.10 FE model of free damped plates

4.3.2 阻尼片的施加位置

以板件单元贡献度为指标，确定对车身板件进行阻尼处理的位置，对车门和顶棚等位置施加阻尼结构。

4.4 改进效果分析

通过声固耦合的方法，对施加阻尼片前后的车门及顶棚位置的声压级进行对比。

4.4.1 声固耦合声学响应分析

由牛顿力相互作用定理可知，在有限的充满介质的空间里，如果有一振动的物体向周围辐射噪声，那么周围介质也同时对这一物体产生相反的作用，这种相互作用的综合影响称之为耦合作用。

将驾驶室声腔的有限元模型及附加车门后的车身有限元模型以NASTRAN的bdf格式形式导入到LMS Virtual.Lab软件。采用弱耦合方法，以结构表面的振速作为边界条件。

由于车身网格和声学网格差异较大，所以需要定义一种映射关系，将车身上的速度边界条件转移到声学网格上，即在一定范围内，用原始网格上几个对应的点对应目标网格上的一个点。

结构网格与声学网格的转换关系如图11。

图11 节点振动速度数据转移示意图Fig.11 Schematic diagramfor transfer of vibration speed

4.4.2 车门

对车门进行模态分析，图12 a为47 Hz的振型图，该频率处车门位置板件弯曲振动较大。

在两侧车门振动较大的位置均施加阻尼片后再次进行模态计算，结果如图12 b，可见改进前最大振幅为6.257 E+01 mm，改进后最大振动幅度为5.589 E+01 mm，振幅减小但振型没有发生变化。用声固耦合法进行改进后驾驶室内驾驶员耳边声压级的有限元计算，仿真计算结果如图13所示，其中实线为贴阻尼片之前的声压值，虚线为粘贴阻尼之后的声压值。

图12 施加阻尼片前后模态振幅的对比Fig.12 Comparison of before and after damping treatment

图13 施加阻尼片前后声压级的对比Fig.13 Comparison of before and after damping treatment

从改进后的计算结果来看，该措施对驾驶室内47 Hz噪声的效果相当明显，声压级降低10 dB，峰值明显减小。

4.4.3 顶棚、侧围

按照车门施加阻尼的方法，在驾驶室内后顶棚、侧围振动较大的区域布置阻尼材料来减小该频率处的振动，用声固耦合法进行改进后驾驶室内驾驶员耳边声压级的有限元计算，仿真计算结果如图14。

从计算结果可以看出顶棚后部、侧围贴阻尼片对77 Hz左右位置的噪声有一定的积极作用，虽然不能消除该频率段的峰值，但是该位置噪声峰值有一定减小，大约可以减小5 dB，可见阻尼片对低频结构噪声减振降噪起到了作用。

图14 施加阻尼片前后声压级的对比Fig.14 Comparison of before and after damping treatment

5 结语

建立了声腔有限元和边界元模型，计算了驾驶室内模态频率和模态振型图并预测了驾驶室内的声学响应。进行了驾驶室内振动噪声试验，试验结果一定程度上验证了仿真的正确性。用边界元方法分析了问题频率下车身主要面板的声学贡献度，据此提出了对问题板件采取粘贴阻尼片的方法。最后验证了阻尼片对低频结构噪声减振降噪起到了作用。

[1]靳晓雄.汽车噪声的预测与控制[M].上海：同济大学出版社，2006.

[2]Zhang Y Kevin.Lee ming-Ran,Stanecki Paul J.Vehicle noise and weight reduction using panel acounstic contribution analysis[J].SAEP aper，951338.

[3]刘鹏.驾驶室内结构动态特性及其声固耦合作用的研究[D].西安：西北工业大学，2002.

[4]沈浩.客车车身模态分析及评价[J].公路交通科技，2003，20(2)：128-131．

[5]刘恩泽.噪声主动控制系统研究概况及发展趋势[J].噪声与振动控制，1999，21(5)：2-6．