车身声腔及结构仿真分析

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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。本文主要对车内声腔建模方法进行研究，同时通过白车身动刚度和模态分析发现白车身后隔板区域与声腔在某振动频率会发生共振，为改进车身刚度指明方向。

关键词：声腔；模态；动刚度；共振

中图分类号：U462.3 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）06-0023-03

Simulation Analysis of Cavity and Structure in White Body

LIU Wen-hua, XIA Tang-zhong, LIU Pan， WANG Ping-ping， LU Zhi-cheng， YUAN Zhi

（Dongfeng Peugeot Citroen Automobile Company LTD， Technology Center， Wuhan 430056，China）

Abstract：The analysis for cavity and structure dynamic stiffness can avoid BIW-plate and cavity’s sympathetic vibration. Modeling method of cavity was studied in the paper，and then sympathetic viabration of rear shelf and cavity at some frequency was found through BIW dynamic stiffness and mode analysis，which gave us some suggestion to improve the stiffness of BIW.

Key words：cavity；mode；dynamic stiffness；sympathetic vibration

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。

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 声腔模态分析

1.1 车内声场有限元理论

假设车身车室内的空气是理想的流体介质，且在绝热过程中传播的是小振幅声波，则车身车室内的声压满足封闭空腔的Helmholtz波动方程：

式中：c0是声波在介质中的传播速度；?荦2为Laplace算子；p为声场中任一点的声压函数。p=p（x，y，z，t），设，p=pej?棕t则式（1）可写为：

式中：k=?棕/c0为波数；P为声压幅值；P=P（x，y，z）；?棕为声压振动的圆频率。

如果假设空腔边界表面不能吸收声波并且有微幅振动，则边界条件可写为：

式中：n为边界表面的法向单位矢量；?籽0为空气密度；为振动表面的法向加速度分量。

通过有限元法将上述声场空间离散化，并将其振动方程与车身壁板的振动方程联立，可得到用于车身壁板及内部声场模态分析的方程。

式中：Mss、Css和Kss分别为车身壁板结构的质量、阻尼和刚度的矩阵；Maa、Caa和Kaa分别为车内声场的等效质量、阻尼和刚度的矩阵；u为结构动态位移函数。

1.2 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，单元的长度为约50 mm，建立了四种空腔模型，如图1所示，（a）考虑仪表板、座椅、行李箱包括备胎；（b）不考虑行李箱，去除座椅；（c）不考虑行李箱，放入座椅；（d）不考虑行李箱和座椅，认为空腔是连续的。

1.3 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 ~80 Hz左右，表现为声压沿车室纵向分布的纵向声学模态。

利用MSC.Nastran软件对车室内声场有限元模型进行模态分析，得到声学模态前10阶声学频率和模态振型，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。

由图2（a）可知，在55.38 Hz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；（b）在77.02 Hz时，出现首阶纵向声压模态，且后风窗区域出现相对声压最大值；（c）在79.89 Hz时，出现首阶纵向声压模态，且后风窗区域出现相对声压最大值；（d）在83.02 Hz时，出现首阶纵向声压模态，且后风窗区域出现相对声压最大值。根据PSA的计算结果，第一阶空腔模态频率为55 Hz，故暂以第一种建模方法即（a）为准。

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。

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，用MSC.Nastran软件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55 Hz与71 Hz时动刚度有峰值，与声腔一阶非零模态产生共振。为了进一步验证这一结论，下面将进一步展开白车身结构模态分析。

3 白车身结构模态分析

对白车身结构进行模态分析，可以获得它的共振频率，通过修改车身结构避开激励频率，能够防止产生共振。另外，通过模态振型可以判断出车身变形较大的部位，从而可以有的放矢地改进车身刚度，减少振动噪声的产生和传递。从结构模态计算来看，白车身第9阶和第12阶模态主要表现为后搁板和风窗后横梁的局部振动模态，如图5所示。在频率54.6 Hz和71.3 Hz时，白车身后隔板区域有局部垂直振动模态，与图4中动刚度曲线在此频率下的峰值吻合。

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，已经提出解决方案，由于样件仍在试制阶段，方案的可行性有待进一步验证，本文暂不详述。

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［J］.汽车工程，2003，25（1）：74-77.

［2］ 马天飞，林逸，张建伟.轿车车室内噪声的仿真分析［J］.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［J］.福建工程学院学报，2009.