基于声固耦合的汽车驾驶室声学设计

1、基于声固耦合的汽车驾驶室声学设计 【摘要】在充分考虑驾驶室车身结构与车内空气相互作用的基础上，分析了汽车驾驶室噪声的特性和声固耦合系统的理论建模，论述了驾驶室声固耦合系统灵敏度的分析方法，进而提出汽车驾驶室声学设计的具体措施。【关键词】驾驶室，噪声，振动，声固耦合，声学设计Design of Car Cab Acoustic Based on Sound-Structure-CouplingAbstract: The impact of the coupling for the structure of body and air of cab was considered completely

2、. The car cab noise characteristics and theory model of sound-structure coupling system were analyzed. The paper proposed analysis methods of sound-structure coupling sensitivity inside the car, and actual methods of car cab acoustic design were introduced.Key words: car cab，noise，vibration，sound-st

3、ructure coupling, acoustic design1 驾驶室内噪声的主要来源及其特性驾驶室声学设计的目的就是采用隔振、减振、隔声和吸声等技术措施，使驾驶员的耳旁噪声降低到允许标准以下。为此，首先要查明驾驶室内噪声的主要来源及其特性。汽车驾驶室的噪声主要来源于动力系统、路面激励和驾驶室与外面空气的摩擦引起的振动，这些振动经过悬架、壁板等的放大作用，以结构噪声或空气噪声的形式进入驾驶室空腔，形成驾驶室内噪声。其发生机理如下图1所示。噪声向驾驶室传播的途径主要有两个：一是通过车身壁板及门窗上的孔、缝直接传入车内；二是车外噪声波作用于车身壁板，激发壁板振动，并向车内辐射噪声。因此，驾驶

4、室内的噪声是一种复合噪声，主要由空气声、固体声和混响声三部分组成。一般认为在驾驶室与机体刚性联结的情况下，固体声是主要的。试验表明，通过孔缝传声占驾驶室噪声总强度的18%左右，由发动机、底盘传给驾驶室壁板的振动远大于空气声激发的振动。声源振动源孔缝传透壁板振动机体驾驶室内混响驾驶室内噪声图1 驾驶室内噪声形成机理图传统理论认为，封闭空间内部声场只是振动边界激励的结果。实际上却不尽然，在振动边界激励声场内部空气振动的同时，由于空气质量的作用，空气的振动又会反作用于振动边界。因此，内部声场事实上是振动边界和振动空气耦合作用（即声固耦合作用）的结果。由于驾驶室内部的噪声主要是由发动机和路面激励引起驾

5、驶室壁板振动而辐射出来的固体声，因而运用声固耦合方法来研究驾驶室内部的噪声比较适宜。1976年，J.A.Wolf 和D.J.Nefske用有限元软件NASTRAN对2080Hz频率范围内二维车辆模型的声学结构耦合问题进行了分析。2001年，密西根大学的M.J.Allen在其博士论文中基于标准的FEA和BEA数值模型，对声固耦合系统受随机激励的响应进行了研究1。国内许多专家、学者在借鉴国外经验的基础上，对车内噪声也进行了大量的研究工作。对于车内噪声而言，20200Hz是一个值得重视的特殊频段，因为20Hz是人耳能听到的最低频率，而200Hz以下是车身结构振动引起的车内噪声相对集中的频段，在这一频

6、段内车内低频噪声主要来自于发动机和不平路面的激励，其幅值较高且不易利用吸声等方法消除2。2 驾驶室声固耦合系统的理论建模为了在设计阶段对驾驶室的声学性能进行分析，必须从理论上寻求描述驾驶室声学特性的方法。利用固体力学和声学有限元方法，可以分别建立驾驶室壁板结构和室内声场的有限元方程，并利用声固耦合的模态综合技术建立驾驶室声固耦合系统的动力方程，分别求出驾驶室壁板结构和声固耦合系统的固有频率和模态，并根据室内声场耦合后的振型，确定对应于某一模态各点声压值为零的声场节面的位置。设计时应使室内噪声各主要频率的节面位置靠近耳旁，以降低耳旁噪声。为了验证上述理论分析结果的正确性，王登峰等3对处于自由自由

7、软悬挂状态下的驾驶室进行了声固耦合试验模态分析，结果表明，上述分析是可行的。通过对试验数据进行整理与计算，可以得到驾驶室声固耦合系统的固有频率、振型和阻尼比，为求解驾驶室声固耦合系统的噪声响应提供了阻尼数据。在设计阶段对室内噪声进行分析，需要预先估计所设计驾驶室声固耦合系统的阻尼。所以，可以利用通过驾驶室声固耦合试验模态分析已识别出来的各阶固有频率和阻尼比，并利用Caughey级数来得到对振型矩阵解耦的阻尼矩阵C，即 （1）系数可由解出。 式中M为质量矩阵，K为刚度矩阵，r为第r阶阻尼比，r为第r阶固有频率，r1，2，n。根据新设计驾驶室声固耦合系统的质量矩阵和刚度矩阵，利用上述阻尼矩阵模型就

8、可以得到声固耦合系统的阻尼矩阵C，把新设计驾驶室声固耦合系统的各阶固有频率r代入上式，就可以获得各阶阻尼比。这样求得的阻尼，一般可以满足工程计算的精度要求。3 汽车驾驶室声固耦合系统的灵敏度分析在汽车驾驶室声固耦合系统中，有很多设计参数可供调整，但每个参数的变化对声学性能的影响是不同的。选择对车内声学质量影响最灵敏的变量作为调整的主参数，需要进行声固耦合系统的灵敏度分析。在汽车NVH（Noise Vibration Harshness）设计中，灵敏度分析是指汽车声学质量随设计参数的变化梯度。灵敏度分析以优化声场为目的，对结构进行微幅修改，寻找最佳着手点。灵敏度分析可以分为动态灵敏度分析和静态灵

9、敏度分析。结构的动态灵敏度分析有特征（特征值、特征向量）灵敏度分析、传递函数灵敏度分析和动力响应灵敏度分析等。灵敏度的计算方法主要有直接求导法和伴随结构法。直接求导法比较简单，无论是一阶还是高阶灵敏度都可以方便地应用，因而较为常用。在驾驶室声固耦合系统的灵敏度分析中，选取驾驶室各处壁板厚度为设计变量，以驾驶室内特定声场（驾驶员和乘员的主要活动空间）的加权声压作为状态变量，选用声学单元的体积作为加权系数，以驾驶员右耳处的声压级作为目标函数。因为它既是设计变量即壁板厚度的函数，同时又受到状态变量的约束。设计变量是ANSYS中Shell单元的实常数，通过对不同实常数对应驾驶员右耳处声压级的求解，就可

10、得到声压级对壁板厚度变化的梯度，即灵敏度。赵冠军等4应用ANSYS的灵敏度设计功能（Gradient Tool），以驾驶室壁板厚度为设计变量，以驾驶员右耳处声压级为目标函数，进行了汽车驾驶室声固耦合系统的灵敏度分析，得到了各个面板对驾驶员右耳处声压级的灵敏度，确定在118 Hz时前挡板的灵敏度最大，如果微量增加前挡板厚度，驾驶员右耳声压级将会显著降低。试验表明，前挡板的厚度增加0.1mm，驾驶员右耳处声压级降低了3.26 dB。灵敏度分析避免了设计的盲目性，为进行动态择优声学设计提供了方向性的指导。4 汽车驾驶室声学设计措施4.1 隔振设计为了缓冲或隔离机体传给驾驶室的振动，从而消除或减弱二次

11、噪声，隔绝固体声的传播，驾驶室和车辆机体连接处就需要设计隔振系统。目前应用较广泛的隔振元件是橡胶垫块，其结构应能保证在各个方向上都能起到隔振作用。隔振系统的隔振量取决于隔振系统的刚度和阻尼参数。若要得到预计的隔振量，需要计算隔振系统的刚度和阻尼参数，以确定合理的刚度和阻尼值。由于机体和驾驶室都是复杂的弹性体结构，进行精确的计算很困难，故采用简化的近似分析方法，即将机体和驾驶室均视为绝对刚体，把整个隔振系统简化成单自由度的振动力学模型，这样就可以按常规无源隔振系统的振动分析模型来计算和合理选择隔振元件的刚度和阻尼参数。对驾驶室隔振降噪的要求而言，振动传递率T的期望值可根据所要求的降噪量来推算：

12、（2）式中Lp为采取隔振措施前后声压级的差值（dB）。根据隔振元件的阻尼比和计算得到的振动传递率T，可以确定隔振系统的频率比，求得隔振系统的固有频率，进而合理选择隔振元件。当然，驾驶室隔振系统的设计，不能只考虑降低噪声的要求，还应考虑结构安全要求，保证驾驶室与车辆机体的联接具有足够的刚性，这自然会增加隔振系统设计的难度。4.2 隔声设计驾驶室隔声设计的目的在于隔绝空气声通过壁板向室内传播。驾驶室的隔声能力用下式表示： （3）式中：TL为隔声量（dB），E0为入射到驾驶室壁板上的声能（J/m2），E为透射到驾驶室内的声能（J/m2），为传声系数。隔声量的大小与选用的材料和结构有关。驾驶室的壁板材

13、料多选用隔声效果好的钢板、硬质塑料和玻璃，其结构形式有单层和双层两种。考虑到声波频率对隔声性能的影响，工程上常用125、250、500、1000、2000、4000Hz六个频率时的隔声量的算术平均值来表示材料或结构的隔声性能。对单层匀质实心构件而言，隔声量与单位面积的质量M（kg/m2）有关，单位面积质量越大，越不容易振动，传递过去的声能就越少，因而隔声量就越大，也就是说符合质量定律。同时，当单位面积的质量一定时，入射声波的频率f（Hz）越高，越不容易传透过去，即高频声比低频声容易隔绝。它们之间的定量关系可用下式描述： （4）可见，只要增加驾驶室壁板的厚度，单位面积质量就可增加，隔声量就可提高

14、。壁板厚度每增加一倍，隔声量可提高4.5 dB。应当注意的是壁板的厚度的增加将使其固有频率提高，当接近声波频率时，将会引起壁板共振，从而大大降低隔声效果。为此，需要按下式进行壁板共振的校核： （5）式中：fc为单层构件的共振频率，c为空气中的声速（m/s），cL为材料中的声速（m/s），为壁板构件的厚度（m）。通常轻质隔声结构的固有频率为30300Hz，容易与车辆上高声压级的低频可听声发生共振。为了改善轻质隔声结构的隔声效果，可在其结构表面涂加阻尼材料，以减弱共振。当要求的隔声量很大时，单层结构是不经济的。此时，可采用中间有空气层的双层结构。由于中间空气层的弹性变形具有减振作用，使传给内层壁板

15、的振动大为减弱，从而使总的隔声量大大提高。双层结构的隔声量可用下式计算：当M1+M2100kg/m2时， （6）当M1+M2100kg/m2时， （7）式中：TL为双层结构的隔声量（dB），M1、M2分别为外层、内层壁板的单位面积的质量，TL为与空气层厚度b相关的隔声量增量。双层结构的共振校核按下式进行： （8）为使双层结构的固有频率避开共振区，应使其低于入射声波频率的。同时，为了提高隔声效果，应控制驾驶室上的孔、缝的总面积，并采取密封措施。4.3 吸声设计吸声设计的目的是消除或降低驾驶室内多次反射形成的混响声。为此，应选用吸声系数高的吸声材料和增大吸声结构的表面积。吸声结构主要有填充材料和吸

16、声饰面两部分组成。填充材料为多孔性吸声材料，如玻璃纤维、矿渣棉、泡沫塑料等。由于多孔性材料一般都是松散的，如果直接敷设在驾驶室壁面上，很容易碰坏、飞散或积灰，所以，应用透气的织物将吸声材料包好放进木制或金属框架内，然后在外面加一层防护板，形成吸声结构。为了充分发挥多孔性材料的吸声性能，护面板板面的穿孔率应不小于20%。多孔性吸声材料的吸声性能不仅与材料的厚度、容重和形状有关，而且与材料距刚性壁的距离及入射声波的频率有关。一般来说，多孔性吸声材料对高频声的吸收要比低频声好。随着材料厚度的增加，对高频声的吸收并不增强，而对低频声的吸收能力显著增强。如果将多孔性材料与刚性壁之间保持一定距离，使其间留

17、有适当厚度的空气层，则其吸声系数会有所提高。试验表明，当空气层厚度接近1/4波长时，吸声系数最大，当空气层厚度接近1/2波长的整数倍时，吸声系数最小。为此，需要根据入射声波的频率构成情况，针对其中占主要成分的声波频率，选取空气层厚度。在驾驶室设计中，理论上讲，所采用的吸声材料的吸声系数越高，设计的吸声结构的表面积越大，吸声效果就越好。但实际上可用于布置吸声材料的部位有限，仅限于顶板、四周窗下壁板及底板等处，因此，除了在这些壁板表面装设吸声材料或吸声结构外，还可利用一些别的吸声体，如驾驶座椅的座垫、靠背及驾驶员的身体、衣服等，必要时，可在一些机件的表面装设吸声材料或吸声结构，使之成为吸声体，从而提高驾驶室的吸声效果。5 结束语驾驶室内噪声是影响汽车性能的重要指标，直接影响汽车的舒适性，也影响其市场竞争力。世界各大汽车公司都将车内噪声的控制作为提高汽车NVH特性的重要内容，加以重点攻关和研究。优化汽车驾驶室的声学设计，提高汽车的声学品质，对整车的开发和改进都有重要的指导意义，