徐 浩，张代胜

（合肥工业大学 机械与汽车工程学院，合肥 230009）

NVH特性作为消费者体会最为直接和表面的汽车特性之一，在汽车的开发研究和实际生产中，扮演着极其重要的角色。研究车内噪声情况，对企业来说有着较强的经济利益，对消费者而言，人体的健康是重中之重［1］。

随着计算机技术的迅速发展，使得产品在设计和试制阶段，针对车内噪声方面进行研究，并达到有效地控制噪声的目的。将模态综合技术和研究车内噪声与振动耦合联系起来，这在研究汽车噪声技术方面是一种重要方法［2］。

1 声固耦合理论

汽车驾驶室构成一个封闭的声学空腔，将其离散化可以得到空腔的声学有限元模型，其微分方程可以写成［3］：

式中：mff、kff分别为声学质量矩阵和声学刚度矩阵，p为节声压矢量，F为单元表面传给流体的广义力矢量。如果考虑车身振动对车内空气声压的影响，车内空腔声学有限元方程可以写成：

式中：r0为空气密度，c0是声波速度，S为车室的结构—声学耦合矩阵，s为车身结构振动位移矢量。

这时的车身结构也会受到空气振动的影响，作用力通过耦合矩阵S作用到车身结构上，车身结构有限元方程可以写为：

式中：mss、kss分别为车身的质量矩阵和刚度矩阵，Fs为施加于车身上的外力矢量。

将车身结构和车室空腔看作一个相互作用的耦合系统，其有限元方程式可以写为：

如果已知作用在车身结构上的外力Fs，通过式（4）就可以求出车室声场内各节点处的声压。

2 有限元模型的建立

2.1 驾驶室简化模型的建立

在模态相似原则基础上建立的轻卡驾驶室有限元模型如图1所示。

2.2 室内声腔有限元模型的建立

运用有限元软件Hyperworks针对流体CFD（Computationtal Fluid Dynamics，计算流体力学）仿真的前处理功能，对室内声腔进行四面体网格划分。在建立单元属性时，建立PSOLID属性卡片［4］，编辑其FCTN，将其改为PFLUID流体单元。声腔材料属性为MAT10卡片，定义空气的体积模量和密度，所得的有限元模型如图2。室内声腔有限元模型中全为四面体单元，共记38 093个。

2.3 耦合系统有限元模型的建立

在整体驾驶室和室内声腔有限元模型二者皆建立完毕之后，进行耦合模型的建立。图3是将玻璃部件隐藏后所观察到的耦合系统有限元模型图。

表1给出了同样振型下，在有限元模型修正后，模态计算与试验频率数据的对比。

表1 模态计算与试验频率数据对比

修正后模型的计算模态和实验模态有一定的差距，误差并不明显，都在±5以内。说明此模型能够很好的模拟驾驶室系统的声学特性。

3 室内声腔模态计算

在结构有限元模型和流体有限元模型的耦合模型中，考虑流体对结构的影响，耦合方程为：

式中：MA（ω）为附加质量矩阵，u是频率的常数。当有阻尼或者是有吸能材料时，声模态方程则是：

式中：C为阻尼矩阵，而此时的声模态则是虚数模态。

分别对耦合系统和驾驶室所有的计算频率进行研究，可以发现，耦合系统振型基本和驾驶室振型一样，只是在计算频率数值上有细微差别。除去刚体模态，在声腔固有低频模态频率下，将结构及耦合系统同阶固有频率进行对比，见表2。

表2 模型计算频率对比

从表中数据不难发现，耦合模型的模态频率在低频下，室内声腔对驾驶室结构振动有一定的影响，并且随着频率的升高，声腔固有频率对结构的影响逐渐增大。耦合系统模态和结构模态呈现模态密集现象，在计算频率段（1～200 Hz）没有产生共振。图4给出了耦合系统中结构和声腔的振型对比，结果可以发现声腔振型受结构振型影响较大［5］。

4 驾驶室声固耦合系统动态响应分析

4.1 耦合系统频率响应分析

对耦合系统进行频率响应分析，研究室内声腔的变化情况，首先就要确定发动机激励力的大小，本文作为整体的振动对驾驶室的影响，发动机的这种振动主要是由不平衡力矩和惯性力矩或波动输出扭矩所导致。本文中研究的轻型卡车，采用的是直列四缸四冲程汽油机，要研究的是由四缸四冲程发动机所引起的二次惯性力。传统发动机二阶往复惯性力动力学分析公式为：

式中：Pjц为二次往复惯性力，N；λ 为连杆比为曲柄角速度，rad/s；r为曲柄半径，mm；mhz为活塞组件质量，kg；mA为双质量系统代换连杆小头质量，kg。

在进行频响分析时，可以用之前进行过模态分析的有限元模型为基础，设定载荷集，定义一个频率变化范围为23～93 Hz的场，建立载荷步，施加发动机振源的激励力。

计算完毕之后，根据驾驶室内实际乘员的布置，选取驾驶员、副驾驶员、以及后排乘员（假定后排乘员平躺，头部位于驾驶员身后）六个点，得到计算结果以及最大声压级对应的车室内声压分布图，限于篇幅，选取左耳处的情形，见图5～图10。

通过以上6幅曲线图以及最大声压级对应车室内声压分布图的对比观察，从曲线整体来看，在整个分析频率段范围内，单个驾乘人员的左右耳处噪声的变化情况是一致的；对于不同的驾乘人员，噪声的变化趋势迥异，出现峰值的响应频率也不同，声压分布也不相同。在噪声数值方面，驾驶员处的声音达到110分贝，副驾驶员和后排人员的也达到近100分贝。分贝是相对于某一参照标准的数值，由声压级的定义可以得知，对于以上6图都出现的负噪声值，说明此时的声压有效值与基准声压有效值之间比值的常用对数之值小于1，即声压有效值小于基准声压有效值。一般基准声压为1 kHz空气所能产生的最低声音的声压，也就是说，该处声波振动频率小于1 000 Hz，产生的声压小于基准声压。

发动机振源激励产生的驾乘人员耳朵处噪声值过大，其一，由于在计算时，运用模态法进行求解，忽略结构材料的阻尼特性。模态法在求解时，对建立的结构矩阵进行压缩，这种压缩是通过用忽略阻尼的实特征值分析来完成的。因此，噪声在与结构互相作用的时候并没有发生减弱或能量的损失。其二，驾驶室的结构模型与实际驾乘人员所处的环境也是有相当的差距，如内饰、多孔材料［6］对于噪声的吸收和隔绝以及对结构的减振作用。

低频情况下，耦合系统的振型受结构振动影响较大。由此可以推断，发动机振源激励频率段的内部声腔响应特性是由结构振动决定的，研究驾驶室结构响应阶段主要振动的部件，为下一步驾驶室结构上的改进做相应的准备，从而达到改善声学环境的效果。

在对耦合系统进行频响分析时，观察到结构响应最主要的几个部件为顶棚、地板中部和前部、左右车门外壁板，如图11所示。

4.2 顶棚

顶棚在发动机激振频率响应分析中成为主要的响应部件之一，运动幅度相对较大，主要集中在频率段初期。其面积较大，加强部件少（两块加强板），结构刚度不足。顶棚在频响阶段的运动是导致室内人员耳处噪声过大原因之一。

在以往的研究中，已有学者对车室顶棚和汽车NVH特性之间的关系做过研究[7]，分析得出顶棚板件的厚度、材料以及加强筋的的位置都会对车室内的噪声产生影响。

板件的厚度增加，有利于减少顶棚的振动，从而降低噪声，但这不利于结构的轻量化；而在材料由钢板更换车铝合金板后，效果并不明显，结构质量下降，有利于轻量化设计；当加强筋设置在顶棚振动峰值点时，对其振动特性有较好的改善，车内低频噪声也会明显降低。

本论文所研究的驾驶室，更换顶棚的材料和厚度会带来工艺上的不便，致使生产成本增加；从发动机激励引起的噪声方面来说，更换顶棚加强筋的位置，或者对顶棚的结构进行优化设计，提高其自身刚度，达到减振降噪的目的。

4.3 驾驶室地板中前部及左右车门外壁板

驾驶室地板振动主要是随着频率的升高，从地板中部过渡到地板前部。在整车系统中，驾驶室前部与车架通过翻转机构固定连接在一起，翻转机构的支撑臂以及扭杆都会对驾驶室前部地板的刚度起到一定增强。同样在驾驶室内座椅等安装之后，地板中部板件局部会得到一定程度的加强作用，对于驾驶室中前部地板，车架与其间空隙较小，且本身及其周围结构复杂，改善起来难度较大，效果难以预测。

左右车门外壁板的振动主要集中在顶棚振动之后。与顶棚的情况类似，主要可以从车门内部的加强筋位置，以及外壁板与车门内部部件之间的连接关系可以进一步加强，减少振动，见图12、图13。

5 结论

（1）产生振动噪声最主要的部件为顶棚、驾驶室地板中前部以及左右车门外壁板。

（2）结构、内饰的阻尼特性以及吸能材料的作用并没有在计算过程中体现，导致计算结果与实际结果出现误差。

［1］李洪亮，丁渭平，王务林.汽车噪声控制技术的最新进展与发展趋势［J］.汽车技术，2007，4:1-4.

［2］LAURENT G，MORAD K，ENERGY D.Field approach for low-and medium-frequency vibration oacoustic analysis of a car body using a probabilistic computational model[R].SAE，2009.

［3］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，2005，41(7)：225-230.

［4］NEFSKE D J，WOLF J A，HOWELL L J.Structural-acoustic finite element analysis of theautomobile passenger compartment ［J］.Journal of Sound and Vibration，1982，80(2)，247-266.

［5］王昊涵.车身声振模态分析及其顶棚NVH特性改进［D］.西南交通大学，2008.

［6］惠巍，刘更，吴立言.轿车声固耦合低频噪声的有限元分析［J］.汽车工程，2006，28(12):1070-1073.

［7］杨小卫，等.车辆驾驶室顶板振动的影响分析［J］.机械工程学报，2009，8.