车身声腔及结构动刚度仿真分析
刘文华夏汤忠刘盼王萍萍陆志成袁智
(神龙汽车有限公司技术中心武汉 430056)
摘要：对车室声腔模态和车身结构动刚度进行分析可以避开车身壁板与车内空腔声学共振的可能性。
本文通过对某车型车内声腔模态和白车身动刚度进行计算分析，在研发阶段初期，发现白车身后隔板区域与声腔在某振动频率有发生共振的可能，针对该问题提出了合理可行的改进方案。
关键字：声腔模态动刚度吸振器
引言
车内噪声特性已成为汽车乘坐舒适性的评价指标之一，日益受到人们的重视。
车内噪声根据形成及传播的机理不同，可以分为结构噪声和空气噪声。
外界激励（发动机、轮胎、路面及气流）引起车身壁板振动产生的噪声是结构噪声，而车室外通过车身孔隙进入车内的噪声则是空气噪声。
试验研究表明，对于轿车乘坐车室来说，发动机振动、路面激励等引起的车身壁板振动而辐射出来的结构低频噪声在车内噪声中占主要地位。
1 声腔模态分析
在车身NVH设计阶段，对车室声腔进行模态分析不仅可以掌握车内空腔的声学模态频率和模态振型，在设计过程中避免车身结构振动导致的车内共鸣噪声，合理布置和优化车内声学特性，还可以掌握空腔声场的声压分布情况，为预测并分析动态声学响应做准备。
1.1车内声腔有限元模型的建立
首先在HyperMesh软件中导入车身结构有限元模型，提取车室内部与空气接触的表面，构成一个密闭的声学空腔，在不影响计算精度的前提下对其局部特征进行一些简化。
声学单元的理想尺寸是每个波长至少六个单元，根据空气中的声速和噪声的分析频率可以计算出声波的波长以及声学单元的理想长度。
本文采用四面体单元建立声学模型，单元的长度约为50mm，如图1所示。
图1 车室声腔有限元模型
1.2车内声腔模态分析
车室空腔系统的声学特征表现为与固有频率和振型（即声压的分布情况）相联系的声学振动模态。
根据以往的经验，空腔越长频率越低，一般第一阶频率不为零的声学模态出现在40 Hz~80 Hz左右，表现为声压沿车室纵向分布的纵向声学模态。
经过计算得到声学模态前10阶声学频率和第1阶非零模态振型，如表1和图2所示。
其中第一阶模态的频率为0，表示车室内各点声压变化的幅值相同，相当于结构模态中的刚体模态。
表1 车内声腔模态频率
阶数（a）频率/Hz
0 0
1 55.38
2 104.7
3 116.9
4 135.9
5 145.2
6 160.2
7 165.2
8 181.9
9 185.9
10 199.7
图2 车室声腔第1阶非零模态
由图2可知，在55.38Hz时出现首阶纵向声压模态，且行李箱区域出现相对声压最大值，零声压节面出现在中间位置。
2 车身风窗下横梁动刚度分析
动刚度是指计算结构在周期振荡载荷作用下对每一个计算频率的动响应，也称为频率响应。
激励载荷是在频域中明确定义的，所有的外力在每一个指定的频率上已知。
本文采用模态频率响应法，利用结构的模态振型来对耦合的运动方程进行缩减和解耦，同时由单个模态响应的叠加得到某一给定频率下的解。
通过动刚度分析，可发现车身刚度不足的区域，为改进刚度指明方向。
本车型在白车身
动刚度计算分析时，发现后风窗下横梁区域动刚度有明显的下降。
后风窗下横梁动刚度分析的激振点在风窗下横梁的中间区域上，如图3所示，施加单位激振力，进行计算并且输出该激振点的响应（动刚度），如图4。
从计算结果看，分别在55Hz与71Hz时该点的动刚度有谷值。
图3 动刚度计算的加载位置
图4 激振点的响应
3 解决方案
3.1初步方案
为了提高后风窗下横梁的动刚度，初步尝试了三种改进方案。
方案1，在下横梁左右两侧分别增加一个连接件，如图5所示；
方案2，在方案1的基础上在左右后轮罩各增加一加强板，如图6所示；
方案3，在方案2基础上增加如图7（a）所示的加强件，同时将图（b）所示的钣金件都加厚至3mm。
图5 方案1 图6 方案2
图7 方案3
从计算结果来看（本文没有一一列出），
方案1 相对原始状态，频率提高将近3Hz ，移频效果较明显，但是仍不满足要求； 方案2，相对方案1，频率基本无变化，动刚度改善不明显；
方案3，相对方案1，频率提高将近2Hz ，基本满足要求，但是由于增加了三对零件，而且厚度增加，导致质量增加较大，同时，给冲压和焊接带来难度，可行性较差。
3.2优化方案
综合考虑前三种方案，提出了进一步的优化方案，即在后隔板上振动较大的区域加一个吸振器，只要吸振器的参数选择满足一定条件，就能使主系统振幅趋于零。
下面以二自由度系统为例，简单说明其原理。
设动力吸振器的粘性阻尼参数为2c ，见图8。
图8 动力吸振器
这时新系统的振动微分方程是
112211221122222222000m x c c x k k k x f m x c c x k k x −+−⎛⎞⎧⎫⎛⎞⎧⎫⎛⎞⎧⎫⎧⎫++=⎨⎬⎨⎬⎨⎬⎨⎬⎜⎟⎜⎟⎜⎟−−⎩⎭
⎝⎠⎩⎭⎝⎠⎩⎭⎝⎠⎩⎭&&&&&& （1） 根据二自由度有阻尼系统的受迫振动，可知位移导纳矩阵的元素11()H ω和21()H ω ()
()2112221()H k m i c ωωωω=−+∆ （2） ()()21221()H k i c ωωω=
+∆ （3）
其中，
()()()()2
22121222222k k m i c k m i c k i c ωωωωωω∆=+−+−+−+ ()()()222221122222112k m k m m k i c k m m ωωωωωω=−−−−−+ （4）
于是，主系统位移导纳的幅值是
11()H ω= （5）
若所设计的动力吸振器满足下列条件
22121
k k m m ω== （6） 则，主系统位移导纳的幅值可写为
（7） 式中，2211m k m k µ==，n
a ωωϖωω==，ξ=ω为激振力圆频率，n ω主系统固有频率，a ω为吸振器固有频率。
基于原风窗下横梁动刚度计算模型，在HyperMesh 软件中建立吸振器的有限元模型，激振点与原始状态相同，计算得下横梁中间区域的动刚度曲线，如图9中红色虚线所示，在所关注的频率（55和71Hz ）下，动刚度有很大提高。
图9 优化方案动刚度
4 结论
在车身NVH 分析中，通过对车内声腔模态和白车身结构动刚度进行计算分析，在新车型研发阶段可尽可能避免车身壁板与车内空腔声学共振。
针对本文中所研究车型存在的声腔与车身壁板共振的问题，综合考虑工艺，成本等提出可行的解决方案。
由于吸振器样件仍在试制阶段，仿真模拟结果有待进一步试验验证。
5 参考文献
[1]孙凌玉，吕振华.有关汽车内部声场模态分析的几点讨论.汽车工程，2003
[2]马天飞，林逸，张建伟.轿车车室内噪声的仿真分析.CAD/CAM与制造业信息化
[3]刘成武，黄鼎键，钟勇. 基于NVH的车内声腔模态分析.福建工程学院学报,2009
[4]张阿舟等，飞行器振动基础.航空工业出版社,1983
Dynamic Stiffness Analysis of Cavity
and Structure
Liu Wenhua Xia Tangzhong Liu pan Wang Pingping Lu Zhicheng Yuan Zhi
Abstract: Dynamic stiffness analysis of cavity and structure can be used to avoid possible resonate between plates of BIW and cavity. In this paper the possibility of resonate is found at some frequency. Through dynamic stiffness analysis of cavity and structure a solution is found and design advice is proposed base on analysis.
Key words: Cavity, normal mode, Dynamic stiffness, shock absorber。
