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                轿车乘员舱结构噪声分析技术

                发布日期:2011-05-08  浏览次数:1290

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                文章摘要:作者:长安汽车股份○有限公司汽车工程研究院 周建文来【源:汽车制造∴业乘员舱是典型的弹性薄壁腔体↓结构,其内部噪声除了由外部辐射

                作者:长安汽车股份有寒氣也是整個仙府最重限公司汽车工程研究院 周建文    来源:汽车制造业
                乘员舱是典型的弹性薄壁腔体结构,其内部噪声除了由外部辐射噪声传入车内外,主要由壁板结构振动与车¤内空气产生强烈耦合作用引起的低频轰鸣噪声。对由结构振动引起的车内噪声问题,一般有有限元法和边界元法。在时间是连续的假定下※,声场的控制方卐程为海尔姆霍兹方程,它由波动方程推导而来。在边界元方法中,海尔姆霍兹方程被转化成了积分方程,由※于积分方程中的未知变量只分布于边界表面,因此只有边界才必须被划分为网格。这大大简◥化了输入数据,减少了计算时间。由此,边界元法被广泛应用于车内噪声问题和辐射噪声问题的底下分析。

                车︼内噪声分析方法

                车内噪声计算只考虑车内侧声场⊙,并且是完全封闭的,因此可以采用直接边界元法进行内部声场 儲物计算。以下对本文采用的内部噪声分析方法进行了〖描述。

                1. 直接边界元法

                无源的各向同性流体介质中任一ㄨ点的辐射声压均可由边界域方程(1)式描述,其中:p为辐射声压;Q为结构】表面S上任意点,即边界点;P为空间中任意点◎,即场点;n为结构表面S的内法向单位矢量;G为格林函数。

                由Euler方程,方程(1)式他們來可写为方程(2)式,其中:ν为边界点的法向速度,ρ为流体○介质的质量密度,ω为圆频率。此方程在边界点及场点成@立。

                则由方程(2)式可↓得方程(3)式,其中:{atv} 为噪声传递向量,即方程(4)式。

                由方程(4)式可见,噪声传递向量为结构表面法向速度与场点的声压的传递函数。分别对不同的场点计算,方程(3)式则〗可写为方程(5)式,

                其中:[ATM]为噪声传递矩@ 阵,由噪声传递向量构成。

                2. 分析步骤

                车内噪声主斷人魂卻是一臉震驚要是由发动机、传动系、轮胎、液压系统及结构振动引起,产生的振¤动、噪声经过悬架系统、车身结构等的放大作用以结构噪@ 声和空气噪声的形式进入乘员舱内,形成车内噪声。其中,动力总成是最大的噪声源,它通过空气和车体结构传递到车内,如图1所示。

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                图1 动力总成到车内噪声的传递■路径

                通过大量的测试,车内噪声组成在20~1000Hz之间的能量分布如图2所示。可以看出,在低频段结构声是主要噪声成分,在高频段空气ㄨ声占主要成分。因此,在低频段分析时以结构声为主,即主要考察动力总成≡引起的振动通过车身结构传递到乘员舱内引起的噪声。

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                2 车内结构声和空气声在全频域段的能量分布

                车内噪声计算流程如图3所示,车内噪声分析主要包括声模态分你不是腦袋秀逗了析、车内声压♂分析和面板贡献量分析等。声模态的计算可以看到车内声腔对什么频率最敏感,对车身设计及其他部件设计具一近山有指导作用。车内乘∮员耳侧声压计算结果与测试值对比,能够→检查并标定模型;通过与目标值对比,找出超▂过目标声压值的频段范围。各激励输入点到耳侧声压的传递路径分析,即TPA(Transfer Path Analysis)分析,可以看出不同的传递路径在各个频段所占的贡献量。再通过IPI(Input Point Inertance)和PCA(Panel Contribution Analysis)分析进一步确定』引起噪声过大的原因是悬置接附点激励▲过大,还是车内壁板的振动贡献量过大造成。

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                图3 车内噪声分析步骤

                关于动力总成系统对整车系统的激励一般通过理论计算得到,但这种方法误差々较大。通过在测

                功机上测试动力总成悬置点被动侧在加速工况下『的激励作为车内声压响应的输入激励会更为准确。

                如图4所示为加速工况下动力总成后悬置在某个方向的加速度图示,可以看出,动力总成二阶激励是主要的激励成分,所以可以选取二♀阶激励作为模型的激励输入。

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                图4 动力总成后悬置被动侧在某个方向的加速度

                车内噪声分析

                1. 声模态计算

                在声学空腔建模禁制时,由于∮仪表板下部没有封闭,仪表板内部没有形成独立的空腔,所以车内空腔建模没有考〓虑仪表板的影响。通过计算得到车身空腔模态频率,在设计中可根据声模态及振型调整动力总成、悬架、车身等各系统的频率,避免在这些系统的激励下产生空腔共鸣,引起让人不舒适的轰鸣声。

                2. 乘员耳侧声压计算

                乘员耳侧声压是指在动力◢总成激励下,乘员耳侧的噪声声压响应。根据对竞争车和参考车的测试,设定乘员耳侧声压目标值,如图5中黄线所◥示,由此确定超过目标值的频段,并在后续的分析中找出引起在这些频段内声压过大的原因。

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                图5 驾驶员耳侧声压

                3. PCA分析

                轿车乘员舱内噪也是一驚声是由组成乘员舱的所有〒板件振动引起的,车身壁板的不同区域对╱于乘员舱内部空间任意→位置声压的贡献是不同的。这种贡献不仅与幅值有关,还開天斧舞動了起來与相位有关。在汽车设计阶段进行壁板声学贡献量分析可以』判断造成车内噪声的主要板件及其贡献量∏,以便在开发初期就进行车身改进设计或者进行其他降欣喜噪处理。

                4. TPA及IPI分析

                传递路径分析TPA有助于找出主要的声传递路径,并针对主要的传递路◆径进行分析,找出原因。如图6所示的TPA分析Bar图,可以∏看出在30~40Hz以及160~180Hz之间分别为后悬置↙Z向和前悬置Z向到车内噪声的传递路径贡献量大。图7 所示的TPA分析矢量图更加明显的显示在35Hz处,后悬置Z向对车内噪声声压有最大的传递▽贡献量。引起这一路径贡献量∑大的原因可能会有输入点激励过大、后悬置接附点车身侧Z向在该频段共振等原因。在确定输入点激励没有比别的输入点显著▲过大的情况下,对后悬置接附点车身∑侧Z向进行了IPI分析,分析结果如图8所示。

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                图6 TPA分析Bar图

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                图7 TPA分析矢量图

                newmaker.com
                图8 IPI分析图

                从图8可以看出,在35Hz后悬置接附点车身侧Z向具有较大的激励响应,有可能是与后悬置▲连接的车架出现共振或局↓部动刚度偏低等原因造成。

                总结

                噪声问题在汽车工业中已经引起了人们的普遍关注和重视,特别是近年来随着人们对轿车乘坐舒适性的要求越来越高,减振降噪已经成为汽车开发中々越来越重↑要的环节。因此,在汽车设计初期就预测车内振动∞噪声水平,提出有效减振降噪方案,可以大大提高开发效率,降低开发成本。本文介々绍了应用边界元方法对车内噪声分析的常用☉方法,并通过实例介绍了这些方法的应用,对整车设计提供了解决车内噪声过大问题的思路和方法。(end)

                 
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