某車車內(nèi)聲場噪聲仿真_圖文

1、第31卷第5期四川兵工學(xué)報(bào)2010年5月【制造技術(shù)】某車車內(nèi)聲場噪聲仿真張興超,雷剛,曹建國(重慶理工大學(xué),重慶汽車學(xué)院,重慶柏0050摘要:為改善車身結(jié)構(gòu),以某轎車為分析對象,應(yīng)用有限元數(shù)值分析和聲學(xué)cAE等先進(jìn)技術(shù),對車內(nèi)低頻傳播噪聲進(jìn)行了分析預(yù)測。采用Hype丌nesh/Oplistruct軟件建立并分析了某轎車整車有限元模型和結(jié)構(gòu)一聲學(xué)耦合有限元模型;同時(shí)將實(shí)驗(yàn)得到的發(fā)動(dòng)機(jī)對懸架的加速度激勵(lì)作為邊界條件,對整車的聲一固耦合系統(tǒng)進(jìn)行了頻率響應(yīng)分析,最終達(dá)到噪聲仿真的目的;最后對車內(nèi)各壁板的聲學(xué)貢獻(xiàn)進(jìn)行了分析,為車身結(jié)構(gòu)的改進(jìn)提供參考。關(guān)鍵詞:有限元;車內(nèi)噪聲;模態(tài)試驗(yàn)中圖分類號(hào):u461

2、文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A文章編號(hào):1006一cr7cr7(201005005105轎車的振動(dòng)和噪聲特性是表征汽車品質(zhì)的鶯要指標(biāo)。經(jīng)驗(yàn)證明,汽車在生產(chǎn)過程中若發(fā)現(xiàn)有振動(dòng)、噪聲問題,要對其進(jìn)行改進(jìn)需付出極其高昂的代價(jià)。因此,在汽車的設(shè)計(jì)階段就應(yīng)該把振動(dòng)噪聲的控制和優(yōu)化作為重要內(nèi)容和關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一。在現(xiàn)代聲學(xué)研究中,廣泛應(yīng)用計(jì)算機(jī)和數(shù)值計(jì)算方法是發(fā)展的重要趨勢。近10年來,有限元(FEM、邊界元(BEM、統(tǒng)計(jì)能量法等數(shù)值方法的發(fā)展,為解決復(fù)雜的振動(dòng)問題提供r強(qiáng)有力的手段。使用一些通用、強(qiáng)大的分析軟件來解決實(shí)際問題已成為廣大工程技術(shù)人員的首選。有限元法主要研究的是車內(nèi)的低頻固體傳播噪聲。用該方法進(jìn)行車內(nèi)噪聲的預(yù)測

3、,能使整車建模簡單,計(jì)算時(shí)間短,且計(jì)算結(jié)果直觀,因此采用有限元方法進(jìn)行仿真研究具有非常廣泛的應(yīng)用前景。1白車身有限元分析及模態(tài)試驗(yàn)1.1自車身有限元分析在轎車車身幾何模型的基礎(chǔ)上,建立車身模態(tài)分析有限元模型是非常重要的。其建模原則是在準(zhǔn)確反映結(jié)構(gòu)模態(tài)特性(包括整體彎曲及扭轉(zhuǎn)剛度等的前提下進(jìn)行必要的簡化,以獲得必要的計(jì)算精度。并盡可能降低計(jì)算鼉與計(jì)算復(fù)雜性。為降低求解規(guī)模,在建模時(shí)以四邊形單元為主,并在架構(gòu)變化及過渡地區(qū)采用少數(shù)三角形單元。在軟件HyPe徹esh中所建白車身(不包含門窗有限元模型,如圖l所示。其單元基本邊長為14咖,殼單元數(shù)為210763,rbe2數(shù)為3734,節(jié)點(diǎn)數(shù)為22098

4、7,其中三角形單元占單元總數(shù)的4.47%。圖l白車身有限元模型使用軟件Hypemesh/郇tistmct對白車身有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析,可得到前10階的模態(tài)頻率和振型。1.2白車身模態(tài)試驗(yàn)如圖2所示,被測白車身利用4根柔性彈簧懸吊在剛性良好的支架上,以使車身保持水平。懸掛點(diǎn)分別位于前后懸架在車身的固定點(diǎn)上,與車身的連接處為4個(gè)質(zhì)量極小的掛鉤。這樣,整個(gè)車身的約束狀態(tài)接近于自由狀態(tài),因此可以測量得到無邊界約束狀態(tài)的模態(tài)參數(shù),而且還可以減少除減振力以外的其他干擾力的不利影響。選擇測點(diǎn)位置、測點(diǎn)數(shù)量及測量方向時(shí)應(yīng)考慮:能夠準(zhǔn)確而完整地反映白車身的整體輪廓;能夠明確顯示試驗(yàn)頻段內(nèi)所有模態(tài)的基本特征及相

5、互間的區(qū)別;能夠保證所關(guān)心的結(jié)構(gòu)點(diǎn)(如與其他部件的連接點(diǎn)都在所選擇的測量點(diǎn)之中。收稿日期:2010一0310 作者簡介:張興超(1984一,男,碩士研究生,主要從事汽車現(xiàn)代化理論與設(shè)計(jì)研究。52四川兵工學(xué)報(bào)圖3為本車白車身模態(tài)實(shí)驗(yàn)的激勵(lì)位置和檢測點(diǎn)分布。經(jīng)過不斷的試用,本試驗(yàn)選擇了7號(hào)點(diǎn)作為激振點(diǎn),方向?yàn)榇怪狈较颉Ｔ撥嚬苍O(shè)置了106個(gè)測點(diǎn),為減少漏掉模態(tài)的機(jī)率,全車身測點(diǎn)分布均勻。圖2白車身模態(tài)分析試驗(yàn)測試系統(tǒng)圖3激勵(lì)位置與測點(diǎn)分布1.3模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果與有限元分析結(jié)果比較表l為白車身分析模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)對比結(jié)果。從表l 可以看出,計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)從階次上一一對應(yīng);從振型上看,計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)也

6、具有較好的相關(guān)性,對應(yīng)頻率相對誤差的絕對值基本在5%以下,只有第3階相對誤差的絕對值在7%。表l白車身分析模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)對比由圖4可看出,實(shí)驗(yàn)得到的振型與有限元分析得到的振型相關(guān)性非常好。說明所建立的有限元模型能很好地反映實(shí)際結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性,可以用于后面的計(jì)算分析。圉4前2階模態(tài)振型對比2整個(gè)車身結(jié)構(gòu)模態(tài)分析由于要研究的是車身結(jié)構(gòu)一車室聲腔耦合系統(tǒng)對車室內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn),所以首先要對整個(gè)車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析。整個(gè)車身結(jié)構(gòu)(包含門窗的有限元模型如圖5所示,全部為三維彈性殼單元(sheu63,單元總數(shù)為290337個(gè),節(jié)點(diǎn)總數(shù)為299005個(gè)?，F(xiàn)將整車車身結(jié)構(gòu)有限元模型提交到Optistmct軟件中進(jìn)

7、行模態(tài)計(jì)算。由于整個(gè)車身結(jié)構(gòu)模型的自由度較多,并且其模型主要以薄板為主,因此模態(tài)多表現(xiàn)為局部區(qū)域的變形,從而導(dǎo)致模態(tài)頻率密集。由于篇幅原因,只給出 車門的振動(dòng)模態(tài),如圖6所示。張興超,等:某車車內(nèi)聲場噪聲仿真53圖5整個(gè)車身結(jié)構(gòu)有限元模型圖6整車車身部分結(jié)構(gòu)模態(tài)3車室空腔聲場模態(tài)分析為更好地研究車室空腔聲場的聲學(xué)特性,本文中考慮了座椅對車室聲腔模態(tài)的影響,建立了有座椅的三維聲學(xué)模型。如圖7所示,模型中共有l(wèi)O689個(gè)節(jié)點(diǎn),46036個(gè)單元。圖7有座椅車室空腔聲場模態(tài)分析有限元模型對車室內(nèi)聲場有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析,可得到聲學(xué)模態(tài)前10階聲學(xué)共鳴頻率和模態(tài)振型,如表2所示。其中l(wèi)階模態(tài)是一致聲壓

8、模態(tài)。為方便說明,引入了“縱向”、“橫向”、“垂向”的術(shù)語,分別對應(yīng)車輛坐標(biāo)系的x,y,z軸方向引。車室聲腔有限元模態(tài)分析結(jié)果的前2階模態(tài)振型如圖8所示。表2聲模態(tài)分析結(jié)果圖8聲腔模態(tài)振型4聲一固耦合有限元模型模態(tài)分析本研究在基于整車有限元模型和聲腔有限元模型的基礎(chǔ)上,建立了聲一耦合系統(tǒng)有限元模型,如圖9所示。圖9聲固耦合有限元模型車室聲一固耦合系統(tǒng)的聲學(xué)特征表現(xiàn)為與模態(tài)頻率和振型(聲壓分布相聯(lián)系的聲學(xué)振動(dòng)模態(tài)。在強(qiáng)迫振動(dòng) 下,車室內(nèi)部各點(diǎn)的總聲壓響應(yīng)取決于各聲學(xué)模態(tài)的激勵(lì)54四川兵工學(xué)報(bào)方式,且車室聲腔的共振會(huì)明顯增大室內(nèi)的噪聲響應(yīng)。對聲學(xué)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析可以識(shí)別出系統(tǒng)的模態(tài)頻率和振型,從而

9、能夠預(yù)測并避免結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率接近聲學(xué)共振點(diǎn),因此對耦合系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析是相當(dāng)重要的31。圖10為耦合作用下聲腔的前2階振型。圖lO耦合作用下聲場的模態(tài)振型通過對比耦合前后聲場的振型圖可以看出,車室內(nèi)部聲壓分布發(fā)生了明顯變化。由此可知,空腔的耦合聲學(xué)特性在很大程度上受車身結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的影響,通過改變車身結(jié)構(gòu)可以改變空腔的聲學(xué)特性。5汽車車內(nèi)噪聲仿真分析首先通過實(shí)驗(yàn)可測得發(fā)動(dòng)機(jī)對3個(gè)懸置點(diǎn)的振動(dòng)加速度響應(yīng),并將其作為邊界條件,對車身結(jié)構(gòu)一車室空腔聲場結(jié)構(gòu)聲耦合系統(tǒng)進(jìn)行受迫振動(dòng)分析,同時(shí),通過進(jìn)一步分析可得到由壁板振動(dòng)引起的車內(nèi)噪聲及其分布情況,進(jìn)而求出特定點(diǎn)(駕駛員右耳位置點(diǎn)在激振頻率范圍內(nèi)不同頻率

10、點(diǎn)的聲壓值,從而達(dá)到車內(nèi)噪聲預(yù)測仿真的目的。汽車的內(nèi)飾部件在一面均裝有吸聲材料,而吸聲材料對車內(nèi)聲場的影響是不能忽略的。同一材料的吸聲系數(shù)在一定范圍內(nèi)一般隨頻率的升高而增大,因此分析中需在車室頂棚和地板上加隨頻率線性變化的吸聲系數(shù)。在車輛靜止時(shí),分析發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的車內(nèi)噪聲情況,激勵(lì)源應(yīng)從2方面考慮:發(fā)動(dòng)機(jī)本身的噪聲會(huì)通過車身前面板底部與地板連接部分的縫隙及壁板上的通孔泄露進(jìn)入車內(nèi);發(fā)動(dòng)機(jī)本身的振動(dòng)會(huì)通過其懸置系統(tǒng)傳給車架,進(jìn)而引起車身壁板振動(dòng)發(fā)出噪聲。考慮到第2種情況即發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的噪聲,可將其工況分為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1500,2500,3500,4500rpm及怠速等幾種。通過對頻率的相應(yīng)分析

11、,提取了車室內(nèi)駕駛員右耳處的聲壓值。利用下述公式可將其轉(zhuǎn)換成相應(yīng)的聲壓級(jí)訓(xùn)-s(簧dB或劃g(魯dB式中:只為聲壓有效值;R=2×lO。Pa為聲壓標(biāo)準(zhǔn)值。從而可計(jì)算得到聲壓級(jí)的頻譜圖。圖ll所示工況即為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3500rpm時(shí)的聲壓級(jí)頻譜圖。圖11轉(zhuǎn)速為3500唧時(shí)的聲壓級(jí)頻譜由圖ll可知,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3500rpm時(shí),聲壓峰值頻率為170Hz,聲壓第2峰值頻率為112Hz,剛好等于發(fā)動(dòng)機(jī)在3500rpm時(shí)的基頻頻率,說明二者在此發(fā)生了共振,應(yīng)對該處的聲壓值進(jìn)行研究,以達(dá)到降低聲壓值的目的。根據(jù)聲壓級(jí)的頻譜圖,可得出轉(zhuǎn)速與聲壓級(jí)的關(guān)系,如表3所示。表3轉(zhuǎn)速、峰值頻率與聲壓級(jí)的關(guān)系

12、從表3可以看到,在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為l500,2500。3500, 4500rpm以及怠速時(shí),聲壓達(dá)到峰值的頻率分別為56,88, 170,148,175Hz,可知聲壓級(jí)隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增大而提高。同時(shí),在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為4500rpm時(shí)的聲壓峰值頻率為148Hz,接近發(fā)動(dòng)機(jī)在4500rpm時(shí)的基頻頻率,說明二者在此發(fā)生了共振,應(yīng)對該處的聲壓值進(jìn)行研究,以達(dá)到降低聲壓值的目的。6轎車結(jié)構(gòu)振動(dòng)對車內(nèi)噪聲的聲學(xué)貢獻(xiàn)分析聲學(xué)貢獻(xiàn)分析模型由包圍該車內(nèi)部聲場的板件生成,包括14部分:前圍、儀表、前頂棚、后地板、前地板、左前門、右前門、左后門、右后門、后擋風(fēng)玻璃、前擋風(fēng)玻璃、后蓋、 后頂棚和行李箱蓋。圖12為轎車貢

13、獻(xiàn)板分布。張興超,等:某車車內(nèi)聲場噪聲仿真55圖12轎車聲學(xué)貢獻(xiàn)分析模型為顯示不同板件聲學(xué)貢獻(xiàn)的矢量關(guān)系,清晰表明不同板件的聲學(xué)貢獻(xiàn),繪制了聲學(xué)貢獻(xiàn)幅值一相位圖。板件在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3500rpm,激勵(lì)頻率為112Hz時(shí)對前座的聲學(xué)貢獻(xiàn)幅值一相位如圖13所示。圖13壁板的聲學(xué)貢獻(xiàn)(轉(zhuǎn)速為3500咖p,激勵(lì)頻率為112Hz由圖13可以看出,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2500rpm、對應(yīng)頻率為112Hz的激勵(lì)在前座人耳處引起的噪聲,在前頂棚、前圍、后地板、行李箱蓋和左后門屬正貢獻(xiàn)區(qū)域,其他板件屬于負(fù)貢獻(xiàn)區(qū)域。其中,對聲壓貢獻(xiàn)最大的板件為后地板,前圍和前頂棚的貢獻(xiàn)較小。所以應(yīng)將后地板視為主要噪聲源,以進(jìn)行結(jié)構(gòu)修改,

14、實(shí)施振動(dòng)噪聲控制?？梢?計(jì)算機(jī)模擬板件振動(dòng)聲學(xué)貢獻(xiàn)分析對于已知轎車設(shè)計(jì),以及對已生產(chǎn)轎車進(jìn)行結(jié)構(gòu)修改實(shí)施噪聲控制具有重要意義。7結(jié)束語建立了白車身有限元模型、整車結(jié)構(gòu)有限元模型以及結(jié)構(gòu)一聲學(xué)耦合的有限元模型。通過實(shí)驗(yàn)測得各工況下,發(fā)動(dòng)機(jī)對左、右、后3個(gè)懸置點(diǎn)的振動(dòng)加速度響應(yīng)。以此為邊界條件,采用Hype瑚1esh/0pcjsruct軟件對聲一固耦合有限元模型進(jìn)行了頻率響應(yīng)分析,得到了各工況下聲場內(nèi)部的聲壓分布,達(dá)到了車內(nèi)噪聲仿真預(yù)測的目的。參考文獻(xiàn):23靳曉雄,張立軍.汽車噪聲的預(yù)測與控制M.上海:同濟(jì)大學(xué)出版社,2004.靳曉雄,易民,鐘再敏,等.利用有限元分析方法控制車內(nèi)噪聲J.汽車工藝與

15、材料,2002(5:3437.馬天飛,林逸,張建偉.轎車車室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)分析J.機(jī)械工程學(xué)報(bào),2005(7:225230.(責(zé)任編輯周江川(上接第50頁且回油槽邊緣處出現(xiàn)低速區(qū),容易發(fā)生氣蝕現(xiàn)象,這一結(jié)果與實(shí)際基本吻合。以上云圖中數(shù)值與左側(cè)顏色帶對應(yīng),具體數(shù)值可在流體仿真軟件信息窗口獲得。4結(jié)束語本文中利用cFD技術(shù)對液體靜壓導(dǎo)軌進(jìn)行三維數(shù)值模擬,建立了大型數(shù)控滾齒機(jī)靜壓導(dǎo)軌的壓力油膜模型,并對靜態(tài)下的油膜壓力場與流場進(jìn)行迭代數(shù)值計(jì)算,得到包括壓力分布及流場分布情況,計(jì)算結(jié)果能夠有效反映導(dǎo)軌內(nèi)的流動(dòng)狀態(tài),解決了實(shí)際工程中由于油膜很薄導(dǎo)致大型數(shù)控滾齒機(jī)的靜壓導(dǎo)軌內(nèi)部壓力場分布無法通過直接測量獲得的問題,揭示了導(dǎo)軌內(nèi)部流動(dòng)的特殊規(guī)律和流動(dòng)機(jī)理,彌補(bǔ)了試驗(yàn)方法沒有理論依據(jù)的不足。采用這種方法可提前預(yù)測大尺寸靜壓導(dǎo)軌潤滑的特性,這對提高靜壓導(dǎo)軌的工作效率以及降低經(jīng)濟(jì)損失有一定的促進(jìn)作用。在靜壓導(dǎo)軌的三維設(shè)計(jì)及整個(gè)流場分析過程中,完成了不相關(guān)軟件之間的相互連接,取長補(bǔ)短,實(shí)現(xiàn)靜壓導(dǎo)軌油膜態(tài)的數(shù)值模擬。綜上所述,將流體仿真技術(shù)應(yīng)用于液體靜壓導(dǎo)軌的優(yōu)化設(shè)計(jì)當(dāng)中,對提高靜壓導(dǎo)軌的各項(xiàng)性能將起到一定的參考價(jià)值。參考文獻(xiàn):1盧華陽,孫首群.液體靜壓導(dǎo)軌