某车车内声场噪声仿真_图文

1、第31卷第5期四川兵工学报2010年5月【制造技术】某车车内声场噪声仿真张兴超,雷刚,曹建国(重庆理工大学,重庆汽车学院,重庆柏0050摘要:为改善车身结构,以某轿车为分析对象,应用有限元数值分析和声学cAE等先进技术,对车内低频传播噪声进行了分析预测。采用Hype丌nesh/Oplistruct软件建立并分析了某轿车整车有限元模型和结构一声学耦合有限元模型;同时将实验得到的发动机对悬架的加速度激励作为边界条件,对整车的声一固耦合系统进行了频率响应分析,最终达到噪声仿真的目的;最后对车内各壁板的声学贡献进行了分析,为车身结构的改进提供参考。关键词:有限元;车内噪声;模态试验中图分类号:u461

2、文献标识码:A文章编号:1006一cr7cr7(201005005105轿车的振动和噪声特性是表征汽车品质的莺要指标。经验证明,汽车在生产过程中若发现有振动、噪声问题,要对其进行改进需付出极其高昂的代价。因此,在汽车的设计阶段就应该把振动噪声的控制和优化作为重要内容和关键环节之一。在现代声学研究中,广泛应用计算机和数值计算方法是发展的重要趋势。近10年来,有限元(FEM、边界元(BEM、统计能量法等数值方法的发展,为解决复杂的振动问题提供r强有力的手段。使用一些通用、强大的分析软件来解决实际问题已成为广大工程技术人员的首选。有限元法主要研究的是车内的低频固体传播噪声。用该方法进行车内噪声的预测

3、,能使整车建模简单,计算时间短,且计算结果直观,因此采用有限元方法进行仿真研究具有非常广泛的应用前景。1白车身有限元分析及模态试验1.1自车身有限元分析在轿车车身几何模型的基础上,建立车身模态分析有限元模型是非常重要的。其建模原则是在准确反映结构模态特性(包括整体弯曲及扭转刚度等的前提下进行必要的简化,以获得必要的计算精度。并尽可能降低计算鼍与计算复杂性。为降低求解规模,在建模时以四边形单元为主,并在架构变化及过渡地区采用少数三角形单元。在软件HyPe彻esh中所建白车身(不包含门窗有限元模型,如图l所示。其单元基本边长为14咖,壳单元数为210763,rbe2数为3734,节点数为22098

4、7,其中三角形单元占单元总数的4.47%。图l白车身有限元模型使用软件Hypemesh/郇tistmct对白车身有限元模型进行模态分析,可得到前10阶的模态频率和振型。1.2白车身模态试验如图2所示,被测白车身利用4根柔性弹簧悬吊在刚性良好的支架上,以使车身保持水平。悬挂点分别位于前后悬架在车身的固定点上,与车身的连接处为4个质量极小的挂钩。这样,整个车身的约束状态接近于自由状态,因此可以测量得到无边界约束状态的模态参数,而且还可以减少除减振力以外的其他干扰力的不利影响。选择测点位置、测点数量及测量方向时应考虑:能够准确而完整地反映白车身的整体轮廓;能够明确显示试验频段内所有模态的基本特征及相

5、互间的区别;能够保证所关心的结构点(如与其他部件的连接点都在所选择的测量点之中。收稿日期:2010一0310 作者简介:张兴超(1984一,男,硕士研究生,主要从事汽车现代化理论与设计研究。52四川兵工学报图3为本车白车身模态实验的激励位置和检测点分布。经过不断的试用,本试验选择了7号点作为激振点,方向为垂直方向。该车共设置了106个测点,为减少漏掉模态的机率,全车身测点分布均匀。图2白车身模态分析试验测试系统图3激励位置与测点分布1.3模态试验结果与有限元分析结果比较表l为白车身分析模态与试验模态对比结果。从表l 可以看出,计算模态与试验模态从阶次上一一对应;从振型上看,计算模态与试验模态也

6、具有较好的相关性,对应频率相对误差的绝对值基本在5%以下,只有第3阶相对误差的绝对值在7%。表l白车身分析模态与试验模态对比由图4可看出,实验得到的振型与有限元分析得到的振型相关性非常好。说明所建立的有限元模型能很好地反映实际结构的振动特性,可以用于后面的计算分析。圉4前2阶模态振型对比2整个车身结构模态分析由于要研究的是车身结构一车室声腔耦合系统对车室内噪声的贡献,所以首先要对整个车身结构进行模态分析。整个车身结构(包含门窗的有限元模型如图5所示,全部为三维弹性壳单元(sheu63,单元总数为290337个,节点总数为299005个。现将整车车身结构有限元模型提交到Optistmct软件中进

7、行模态计算。由于整个车身结构模型的自由度较多,并且其模型主要以薄板为主,因此模态多表现为局部区域的变形,从而导致模态频率密集。由于篇幅原因,只给出 车门的振动模态,如图6所示。张兴超,等:某车车内声场噪声仿真53图5整个车身结构有限元模型图6整车车身部分结构模态3车室空腔声场模态分析为更好地研究车室空腔声场的声学特性,本文中考虑了座椅对车室声腔模态的影响,建立了有座椅的三维声学模型。如图7所示,模型中共有lO689个节点,46036个单元。图7有座椅车室空腔声场模态分析有限元模型对车室内声场有限元模型进行模态分析,可得到声学模态前10阶声学共鸣频率和模态振型,如表2所示。其中l阶模态是一致声压

8、模态。为方便说明,引入了“纵向”、“横向”、“垂向”的术语,分别对应车辆坐标系的x,y,z轴方向引。车室声腔有限元模态分析结果的前2阶模态振型如图8所示。表2声模态分析结果图8声腔模态振型4声一固耦合有限元模型模态分析本研究在基于整车有限元模型和声腔有限元模型的基础上,建立了声一耦合系统有限元模型,如图9所示。图9声固耦合有限元模型车室声一固耦合系统的声学特征表现为与模态频率和振型(声压分布相联系的声学振动模态。在强迫振动 下,车室内部各点的总声压响应取决于各声学模态的激励54四川兵工学报方式,且车室声腔的共振会明显增大室内的噪声响应。对声学系统进行模态分析可以识别出系统的模态频率和振型,从而

9、能够预测并避免结构模态频率接近声学共振点,因此对耦合系统进行模态分析是相当重要的31。图10为耦合作用下声腔的前2阶振型。图lO耦合作用下声场的模态振型通过对比耦合前后声场的振型图可以看出,车室内部声压分布发生了明显变化。由此可知,空腔的耦合声学特性在很大程度上受车身结构动态特性的影响,通过改变车身结构可以改变空腔的声学特性。5汽车车内噪声仿真分析首先通过实验可测得发动机对3个悬置点的振动加速度响应,并将其作为边界条件,对车身结构一车室空腔声场结构声耦合系统进行受迫振动分析,同时,通过进一步分析可得到由壁板振动引起的车内噪声及其分布情况,进而求出特定点(驾驶员右耳位置点在激振频率范围内不同频率

10、点的声压值,从而达到车内噪声预测仿真的目的。汽车的内饰部件在一面均装有吸声材料,而吸声材料对车内声场的影响是不能忽略的。同一材料的吸声系数在一定范围内一般随频率的升高而增大,因此分析中需在车室顶棚和地板上加随频率线性变化的吸声系数。在车辆静止时,分析发动机激励下的车内噪声情况,激励源应从2方面考虑:发动机本身的噪声会通过车身前面板底部与地板连接部分的缝隙及壁板上的通孔泄露进入车内;发动机本身的振动会通过其悬置系统传给车架,进而引起车身壁板振动发出噪声。考虑到第2种情况即发动机振动引起的噪声,可将其工况分为发动机转速为1500,2500,3500,4500rpm及怠速等几种。通过对频率的相应分析

11、,提取了车室内驾驶员右耳处的声压值。利用下述公式可将其转换成相应的声压级训-s(簧dB或划g(鲁dB式中:只为声压有效值;R=2×lO。Pa为声压标准值。从而可计算得到声压级的频谱图。图ll所示工况即为发动机转速为3500rpm时的声压级频谱图。图11转速为3500唧时的声压级频谱由图ll可知,发动机转速为3500rpm时,声压峰值频率为170Hz,声压第2峰值频率为112Hz,刚好等于发动机在3500rpm时的基频频率,说明二者在此发生了共振,应对该处的声压值进行研究,以达到降低声压值的目的。根据声压级的频谱图,可得出转速与声压级的关系,如表3所示。表3转速、峰值频率与声压级的关系

12、从表3可以看到,在发动机转速为l500,2500。3500, 4500rpm以及怠速时,声压达到峰值的频率分别为56,88, 170,148,175Hz,可知声压级随着发动机转速的增大而提高。同时,在发动机转速为4500rpm时的声压峰值频率为148Hz,接近发动机在4500rpm时的基频频率,说明二者在此发生了共振,应对该处的声压值进行研究,以达到降低声压值的目的。6轿车结构振动对车内噪声的声学贡献分析声学贡献分析模型由包围该车内部声场的板件生成,包括14部分:前围、仪表、前顶棚、后地板、前地板、左前门、右前门、左后门、右后门、后挡风玻璃、前挡风玻璃、后盖、 后顶棚和行李箱盖。图12为轿车贡

13、献板分布。张兴超,等:某车车内声场噪声仿真55图12轿车声学贡献分析模型为显示不同板件声学贡献的矢量关系,清晰表明不同板件的声学贡献,绘制了声学贡献幅值一相位图。板件在发动机转速为3500rpm,激励频率为112Hz时对前座的声学贡献幅值一相位如图13所示。图13壁板的声学贡献(转速为3500咖p,激励频率为112Hz由图13可以看出,发动机转速为2500rpm、对应频率为112Hz的激励在前座人耳处引起的噪声,在前顶棚、前围、后地板、行李箱盖和左后门属正贡献区域,其他板件属于负贡献区域。其中,对声压贡献最大的板件为后地板,前围和前顶棚的贡献较小。所以应将后地板视为主要噪声源,以进行结构修改,

14、实施振动噪声控制。可见,计算机模拟板件振动声学贡献分析对于已知轿车设计,以及对已生产轿车进行结构修改实施噪声控制具有重要意义。7结束语建立了白车身有限元模型、整车结构有限元模型以及结构一声学耦合的有限元模型。通过实验测得各工况下,发动机对左、右、后3个悬置点的振动加速度响应。以此为边界条件,采用Hype瑚1esh/0pcjsruct软件对声一固耦合有限元模型进行了频率响应分析,得到了各工况下声场内部的声压分布,达到了车内噪声仿真预测的目的。参考文献:23靳晓雄,张立军.汽车噪声的预测与控制M.上海:同济大学出版社,2004.靳晓雄,易民,钟再敏,等.利用有限元分析方法控制车内噪声J.汽车工艺与

15、材料,2002(5:3437.马天飞,林逸,张建伟.轿车车室声固耦合系统的模态分析J.机械工程学报,2005(7:225230.(责任编辑周江川(上接第50页且回油槽边缘处出现低速区,容易发生气蚀现象,这一结果与实际基本吻合。以上云图中数值与左侧颜色带对应,具体数值可在流体仿真软件信息窗口获得。4结束语本文中利用cFD技术对液体静压导轨进行三维数值模拟,建立了大型数控滚齿机静压导轨的压力油膜模型,并对静态下的油膜压力场与流场进行迭代数值计算,得到包括压力分布及流场分布情况,计算结果能够有效反映导轨内的流动状态,解决了实际工程中由于油膜很薄导致大型数控滚齿机的静压导轨内部压力场分布无法通过直接测量获得的问题,揭示了导轨内部流动的特殊规律和流动机理,弥补了试验方法没有理论依据的不足。采用这种方法可提前预测大尺寸静压导轨润滑的特性,这对提高静压导轨的工作效率以及降低经济损失有一定的促进作用。在静压导轨的三维设计及整个流场分析过程中,完成了不相关软件之间的相互连接,取长补短,实现静压导轨油膜态的数值模拟。综上所述,将流体仿真技术应用于液体静压导轨的优化设计当中,对提高静压导轨的各项性能将起到一定的参考价值。参考文献:1卢华阳,孙首群.液体静压导轨