某車車內聲場噪聲仿真_圖文

1、第31卷第5期四川兵工學報2010年5月【制造技術】某車車內聲場噪聲仿真張興超,雷剛,曹建國(重慶理工大學,重慶汽車學院,重慶柏0050摘要:為改善車身結構,以某轎車為分析對象,應用有限元數值分析和聲學cAE等先進技術,對車內低頻傳播噪聲進行了分析預測。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構一聲學耦合有限元模型;同時將實驗得到的發(fā)動機對懸架的加速度激勵作為邊界條件,對整車的聲一固耦合系統(tǒng)進行了頻率響應分析,最終達到噪聲仿真的目的;最后對車內各壁板的聲學貢獻進行了分析,為車身結構的改進提供參考。關鍵詞:有限元;車內噪聲;模態(tài)試驗中圖分類號:u461

2、文獻標識碼:A文章編號:1006一cr7cr7(201005005105轎車的振動和噪聲特性是表征汽車品質的鶯要指標。經驗證明,汽車在生產過程中若發(fā)現有振動、噪聲問題,要對其進行改進需付出極其高昂的代價。因此,在汽車的設計階段就應該把振動噪聲的控制和優(yōu)化作為重要內容和關鍵環(huán)節(jié)之一。在現代聲學研究中,廣泛應用計算機和數值計算方法是發(fā)展的重要趨勢。近10年來,有限元(FEM、邊界元(BEM、統(tǒng)計能量法等數值方法的發(fā)展,為解決復雜的振動問題提供r強有力的手段。使用一些通用、強大的分析軟件來解決實際問題已成為廣大工程技術人員的首選。有限元法主要研究的是車內的低頻固體傳播噪聲。用該方法進行車內噪聲的預測

3、,能使整車建模簡單,計算時間短,且計算結果直觀,因此采用有限元方法進行仿真研究具有非常廣泛的應用前景。1白車身有限元分析及模態(tài)試驗1.1自車身有限元分析在轎車車身幾何模型的基礎上,建立車身模態(tài)分析有限元模型是非常重要的。其建模原則是在準確反映結構模態(tài)特性(包括整體彎曲及扭轉剛度等的前提下進行必要的簡化,以獲得必要的計算精度。并盡可能降低計算鼉與計算復雜性。為降低求解規(guī)模,在建模時以四邊形單元為主,并在架構變化及過渡地區(qū)采用少數三角形單元。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,殼單元數為210763,rbe2數為3734,節(jié)點數為22098

4、7,其中三角形單元占單元總數的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。懸掛點分別位于前后懸架在車身的固定點上,與車身的連接處為4個質量極小的掛鉤。這樣,整個車身的約束狀態(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,而且還可以減少除減振力以外的其他干擾力的不利影響。選擇測點位置、測點數量及測量方向時應考慮:能夠準確而完整地反映白車身的整體輪廓;能夠明確顯示試驗頻段內所有模態(tài)的基本特征及相

5、互間的區(qū)別;能夠保證所關心的結構點(如與其他部件的連接點都在所選擇的測量點之中。收稿日期:2010一0310 作者簡介:張興超(1984一,男,碩士研究生,主要從事汽車現代化理論與設計研究。52四川兵工學報圖3為本車白車身模態(tài)實驗的激勵位置和檢測點分布。經過不斷的試用,本試驗選擇了7號點作為激振點,方向為垂直方向。該車共設置了106個測點,為減少漏掉模態(tài)的機率,全車身測點分布均勻。圖2白車身模態(tài)分析試驗測試系統(tǒng)圖3激勵位置與測點分布1.3模態(tài)試驗結果與有限元分析結果比較表l為白車身分析模態(tài)與試驗模態(tài)對比結果。從表l 可以看出,計算模態(tài)與試驗模態(tài)從階次上一一對應;從振型上看,計算模態(tài)與試驗模態(tài)也

6、具有較好的相關性,對應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)與試驗模態(tài)對比由圖4可看出,實驗得到的振型與有限元分析得到的振型相關性非常好。說明所建立的有限元模型能很好地反映實際結構的振動特性,可以用于后面的計算分析。圉4前2階模態(tài)振型對比2整個車身結構模態(tài)分析由于要研究的是車身結構一車室聲腔耦合系統(tǒng)對車室內噪聲的貢獻,所以首先要對整個車身結構進行模態(tài)分析。整個車身結構(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,單元總數為290337個,節(jié)點總數為299005個。現將整車車身結構有限元模型提交到Optistmct軟件中進

7、行模態(tài)計算。由于整個車身結構模型的自由度較多,并且其模型主要以薄板為主,因此模態(tài)多表現為局部區(qū)域的變形,從而導致模態(tài)頻率密集。由于篇幅原因,只給出 車門的振動模態(tài),如圖6所示。張興超,等:某車車內聲場噪聲仿真53圖5整個車身結構有限元模型圖6整車車身部分結構模態(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模型。如圖7所示,模型中共有l(wèi)O689個節(jié)點,46036個單元。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聲場有限元模型進行模態(tài)分析,可得到聲學模態(tài)前10階聲學共鳴頻率和模態(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”的術語,分別對應車輛坐標系的x,y,z軸方向引。車室聲腔有限元模態(tài)分析結果的前2階模態(tài)振型如圖8所示。表2聲模態(tài)分析結果圖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)的聲學特征表現為與模態(tài)頻率和振型(聲壓分布相聯系的聲學振動模態(tài)。在強迫振動 下,車室內部各點的總聲壓響應取決于各聲學模態(tài)的激勵54四川兵工學報方式,且車室聲腔的共振會明顯增大室內的噪聲響應。對聲學系統(tǒng)進行模態(tài)分析可以識別出系統(tǒng)的模態(tài)頻率和振型,從而

9、能夠預測并避免結構模態(tài)頻率接近聲學共振點,因此對耦合系統(tǒng)進行模態(tài)分析是相當重要的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,車室內部聲壓分布發(fā)生了明顯變化。由此可知,空腔的耦合聲學特性在很大程度上受車身結構動態(tài)特性的影響,通過改變車身結構可以改變空腔的聲學特性。5汽車車內噪聲仿真分析首先通過實驗可測得發(fā)動機對3個懸置點的振動加速度響應,并將其作為邊界條件,對車身結構一車室空腔聲場結構聲耦合系統(tǒng)進行受迫振動分析,同時,通過進一步分析可得到由壁板振動引起的車內噪聲及其分布情況,進而求出特定點(駕駛員右耳位置點在激振頻率范圍內不同頻率

10、點的聲壓值,從而達到車內噪聲預測仿真的目的。汽車的內飾部件在一面均裝有吸聲材料,而吸聲材料對車內聲場的影響是不能忽略的。同一材料的吸聲系數在一定范圍內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。在車輛靜止時,分析發(fā)動機激勵下的車內噪聲情況,激勵源應從2方面考慮:發(fā)動機本身的噪聲會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入車內;發(fā)動機本身的振動會通過其懸置系統(tǒng)傳給車架,進而引起車身壁板振動發(fā)出噪聲?？紤]到第2種情況即發(fā)動機振動引起的噪聲,可將其工況分為發(fā)動機轉速為1500,2500,3500,4500rpm及怠速等幾種。通過對頻率的相應分析

11、,提取了車室內駕駛員右耳處的聲壓值。利用下述公式可將其轉換成相應的聲壓級訓-s(簧dB或劃g(魯dB式中:只為聲壓有效值;R=2×lO。Pa為聲壓標準值。從而可計算得到聲壓級的頻譜圖。圖ll所示工況即為發(fā)動機轉速為3500rpm時的聲壓級頻譜圖。圖11轉速為3500唧時的聲壓級頻譜由圖ll可知,發(fā)動機轉速為3500rpm時,聲壓峰值頻率為170Hz,聲壓第2峰值頻率為112Hz,剛好等于發(fā)動機在3500rpm時的基頻頻率,說明二者在此發(fā)生了共振,應對該處的聲壓值進行研究,以達到降低聲壓值的目的。根據聲壓級的頻譜圖,可得出轉速與聲壓級的關系,如表3所示。表3轉速、峰值頻率與聲壓級的關系

12、從表3可以看到,在發(fā)動機轉速為l500,2500。3500, 4500rpm以及怠速時,聲壓達到峰值的頻率分別為56,88, 170,148,175Hz,可知聲壓級隨著發(fā)動機轉速的增大而提高。同時,在發(fā)動機轉速為4500rpm時的聲壓峰值頻率為148Hz,接近發(fā)動機在4500rpm時的基頻頻率,說明二者在此發(fā)生了共振,應對該處的聲壓值進行研究,以達到降低聲壓值的目的。6轎車結構振動對車內噪聲的聲學貢獻分析聲學貢獻分析模型由包圍該車內部聲場的板件生成,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、后擋風玻璃、前擋風玻璃、后蓋、 后頂棚和行李箱蓋。圖12為轎車貢

13、獻板分布。張興超,等:某車車內聲場噪聲仿真55圖12轎車聲學貢獻分析模型為顯示不同板件聲學貢獻的矢量關系,清晰表明不同板件的聲學貢獻,繪制了聲學貢獻幅值一相位圖。板件在發(fā)動機轉速為3500rpm,激勵頻率為112Hz時對前座的聲學貢獻幅值一相位如圖13所示。圖13壁板的聲學貢獻(轉速為3500咖p,激勵頻率為112Hz由圖13可以看出,發(fā)動機轉速為2500rpm、對應頻率為112Hz的激勵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區(qū)域,其他板件屬于負貢獻區(qū)域。其中,對聲壓貢獻最大的板件為后地板,前圍和前頂棚的貢獻較小。所以應將后地板視為主要噪聲源,以進行結構修改,

14、實施振動噪聲控制?？梢?計算機模擬板件振動聲學貢獻分析對于已知轎車設計,以及對已生產轎車進行結構修改實施噪聲控制具有重要意義。7結束語建立了白車身有限元模型、整車結構有限元模型以及結構一聲學耦合的有限元模型。通過實驗測得各工況下,發(fā)動機對左、右、后3個懸置點的振動加速度響應。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行了頻率響應分析,得到了各工況下聲場內部的聲壓分布,達到了車內噪聲仿真預測的目的。參考文獻:23靳曉雄,張立軍.汽車噪聲的預測與控制M.上海:同濟大學出版社,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.機械工程學報,2005(7:225230.(責任編輯周江川(上接第50頁且回油槽邊緣處出現低速區(qū),容易發(fā)生氣蝕現象,這一結果與實際基本吻合。以上云圖中數值與左側顏色帶對應,具體數值可在流體仿真軟件信息窗口獲得。4結束語本文中利用cFD技術對液體靜壓導軌進行三維數值模擬,建立了大型數控滾齒機靜壓導軌的壓力油膜模型,并對靜態(tài)下的油膜壓力場與流場進行迭代數值計算,得到包括壓力分布及流場分布情況,計算結果能夠有效反映導軌內的流動狀態(tài),解決了實際工程中由于油膜很薄導致大型數控滾齒機的靜壓導軌內部壓力場分布無法通過直接測量獲得的問題,揭示了導軌內部流動的特殊規(guī)律和流動機理,彌補了試驗方法沒有理論依據的不足。采用這種方法可提前預測大尺寸靜壓導軌潤滑的特性,這對提高靜壓導軌的工作效率以及降低經濟損失有一定的促進作用。在靜壓導軌的三維設計及整個流場分析過程中,完成了不相關軟件之間的相互連接,取長補短,實現靜壓導軌油膜態(tài)的數值模擬。綜上所述,將流體仿真技術應用于液體靜壓導軌的優(yōu)化設計當中,對提高靜壓導軌的各項性能將起到一定的參考價值。參考文獻:1盧華陽,孫首群.液體靜壓導軌